Материал: готовая записка

Диаметр впадин

Начальный диаметр

Делительная толщина зуба

Начальная толщина зуба

Основная толщина зуба

Угол профиля по окружности

Толщина зуба по окружности вершин

Делительный шаг

Шаг по основной окружности

Радиус галтели

Коэффициент перекрытия

Погрешность определения коэффициента зацепления:

где ab и p находим из чертежа картины зацепления.

1. Масштабный коэффициент построения картины зацепления.

3.2 Синтез и анализ планетарного редуктора

Исходные данные:

Частота вращения двигателя n_дв=5000 мин^-1;

Частота вращения кривошипа n_кр=250 мин^-1;

Число зубьев шестерни z₅=11;

Число зубьев колеса z₆=22;

Модуль планетарного редуктора m=8 мм.

Рисунок 3.1 - Схема планетарного редуктора

Общее передаточное отношение редуктора:

Передаточное отношение простой передачи z₅-z₆:

Передаточное отношение планетарной передачи:

Передаточное отношение обращённого планетарного механизма – простого зубчатого ряда:

Формула Виллиса. Передаточное отношение обращённого механизма:

Условие соосности для данной передачи:

Принимаем числа зубьев колёс, равными: z₁=88; z₂=16; z₃=18; z₄=90.

Диаметры колёс:

Принимаем масштабный коэффициент построения кинематической схемы редуктора:

Скорость точки А зубчатого колеса 1:

Строим планы скоростей. Масштабный коэффициент плана скоростей:

Строим план частот редуктора. Масштабный коэффициент плана частот вращения редуктора:

3.3 Определение частот вращения зубчатых колес аналитическим и графическим методами

Значения частот, полученных графическим методом:

Значения частот, полученные аналитическим методом:

Определяем погрешность расчётов:

4 Синтез и анализ кулачкового механизма

Исходные данные:

а) диаграмма движения выходного звена

б) частота вращения кулачкаn_кул=250 мин^-1;

в) ход толкателя h=8мм;

г) рабочий угол кулачка φ_р=126 град;

д) кулачковый механизм с плоским толкателем

4.1 Построение кинематических диаграмм и определение масштабных коэффициентов

По заданному графику ускорения толкателя a = f(t), графическим интегрированием по методу хорд получаю графики скорости и перемещения толкателя (обратным интегрированием).Графики a = f(v), a = f(s), v = f(s) получаем методом исключения общего переменного.

База интегрирования:

Масштабный коэффициент перемещения толкателя:

гдеy_smax–максимальное значение ординаты графикаs=f(t), мм.

Масштабный коэффициент времени:

гдеn_кул– частота вращения кулачка:

=150 мм – длина отрезка на оси абсцисс графика, изображающая время поворота кулачка на рабочий угол.

Масштабный коэффициент скорости толкателя:

Масштабный коэффициент ускорения толкателя:

4.2 Определение минимального радиуса кулачка

Принимаю масштабный коэффициент построения

Значение минимального радиуса центрового профиля кулачка:

где y_amax – максимальное значение ординаты графика a = f(t), мм,

ω_кул – угловая скорость кулачка,

4.3 Построение профиля кулачка

Проводим из цента О₁ окружность минимального радиуса R_o. На окружности минимального радиуса , в обращенном движении, откладываем рабочий угол и делим его на равные части, как и ось t графика s = f(t).Через точки 0, 1, 2.., 12, к центру O₁проводим лучи, на которых от окружности радиуса откладываем перемещенияy’_S0, y’_S1,y’_S2,…y’_S12.Через эти точки проводим перпендикуляры в лучах, т.е. положение тарелки толкателя в обращенном движении. Действительным профилем будет огибающая всех положений тарелки, т.е. необходимо построить плавную кривую, касающуюся перпендикуляров в каждом положении.

В одном из положений изображаем толкатель и все кинематические пары, образованные подвижными звеньями между собой и со стойкой.

4.4 Определение максимальной линейной скорости и ускорения толкателя

Заключение

Курсовое проектирование способствует комплексному решению задач по исследованию, проектированию и расчету механизмов и машин.

В данном курсовом проекте были проведены синтез и анализ кулачковых, зубчатых механизмов, силовой анализ рычажных механизмов, разработка структурных схем механизма.

В основе синтеза и анализа зубчатого механизма были решены вопросы геометрического синтеза зубчатого зацепления (геометрия и кинематика зубчатой передачи). Были проведены расчёты геометрических параметров зубчатых передач и подбор чисел зубьев планетарного зубчатого механизма по заданному передаточному отношению и условию соосности, а также построение плана скоростей и частот вращения колёс механизма.

Список литературы

1 А. А. Машков, Теория механизмов и машин. – Машиностроение,

г. Москва, 1969г. – 583.

2 С. Н. Кожевников, Теория механизмов и машин. – Машиностроение,

г. Москва, 1969г. – 583с.

3 А. С. Кореняко, Курсовое проектирование по теории механизмов и

машин. – Высшая школа, Киев, 1970г. – 330с.

4 И. П. Филонов, Теория механизмов и машин и манипуляторов. –

Дизайн ПРО, г. Минск, 1998г. – 428с.

5 И. И. Артоболевский, Теория механизмов и машин. – Наука, г. Москва,

1998г. – 720с.

6 К. В. Фролов, Теория механизмов и машин. – Высшая школа, г. Москва,

1998г. – 494с.

Белорусско – Российский университет

гр. АВТ-161