Расчет зубчатого передаточного механизма - Курсовая работа

В данном курсовом проекте зубчатый механизм состоит из планетарного механизма типа II-2 и пары прямозубых цилиндрических колес внешнего зацепления (z , z ) и служит для передачи вращательного момента от вала электродвигателя к валу кривошипа и получения заданной частоты вращения кривошипа.Выполним синтез зубчатого зацепления парой эвольвентных цилиндрических прямозубых колес внешнего зацепления z и z (см. лист 1 курсового проекта).Для расчета геометрических параметров эвольвентного зацепления используем следующие входные параметры: число зубьев шестерни z =12; Значения коэффициентов смещения для шестерни и колеса выбираем при помощи блокирующего контура [3], исходя из заданного условия получения максимально возможной износостойкости зубьев колеса и шестерни при значении коэффициента торцевого перекрытия ea=1,2. Примем, что для нарезания колес будет использован инструмент реечного типа с нормальным исходным контуром, ГОСТ 13755-68, параметры которого: угол профиля a=20°;Расчет параметров эвольвентного зубчатого зацепления выполнен по приведенным ниже расчетным зависимостям. Угол зацепления определяем из трансцендентного уравнения: , (1.1) Уравнение (1.1) решено относительно aw методом последовательных приближений. Окружной делительный шаг зубьев: . Окружной основной шаг зубьев: , где pa - шаг эвольвентного зацепления.1.1 производим построение эвольвентного зацепления шестерни z4 и колеса z5 в масштабе M 2,5:1 (ml=0,00040 ) Проводим линию центров передачи О 4О 5. Откладываем межосевое расстояние , из центров О 1 и О 2 проведем основные окружности колес dbi. затем проводим две линии зацепления и проверяем величину угла зацепления . Обе линии зацепления пересекаются на линии центров в одной точке P - полюсе зацепления. Путем обкатывания построенной линии зацепления по основной окружности диаметра dbi построим эвольвентную линию профиля зуба шестерни (аналогично для колеса). Проводим оси симметрии пяти зубьев на каждом колесе и вычерчиваем по пять зубьев.Синтез планетарного механизма состоит в определении чисел зубьев колес механизма, позволяющих обеспечить необходимое передаточное отношение U проектируемого планетарного механизма типа II-2.U - общее передаточное отношение зубчатого механизма, которое определяется по формуле: z1=90; z2=30; z2"=24; z3=84.Проверим выполнение основных условие синтеза спроектированного механизма: - передаточное отношение считаем аналитически: U(1) = ; 60=60 - условие выполняется; условие соседства, обеспечивающее возможность размещения данного количества сателлитов в одной плоскости: т.к. z2=30 >z2"=24, поэтому условие соседства будем проверять по формуле: (90-30)?sin(p/3) 30 2; 52 32 - условие соседства выполняется;Для построения схемы всего зубчатого передаточного механизма определим размеры колес считая их нулевыми, т.е. нарезанных при коэффициентах смещения xi=0. Определим радиусы начальных окружностей для всех колес: rw1=(m1?z1)/2=(5.00?90)/2=225 мм=0.225 м; Для определения начальной окружности шестерни rw4 и колеса rw5 воспользуемся формулой: , (1.7) где - диаметры начальных окружностей, которые берем из таблицы 1.1. Переведем все размеры начальных окружностей в масштабные по формуле:: ; Для этого определим скорость зацепления полюса P12.Используя план угловых скоростей проверим передаточные отношения: Uгр = =32/5=7.11;В данном проекте необходимо выполнить синтез плоского кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем с силовым замыканием (рис.Входными параметрами синтеза кулачкового механизма являются: угловой ход коромысла ymax=40°=0.70 рад; минимальный угол передачи движения gmin=45; Поскольку полный рабочий цикл механизм совершает за один оборот кулачка, определим угол ближнего выстоя: (70° 20° 110°)=160°. Переведем фазовые углы в радианную меру.Для построения профиля кулачка необходимо иметь зависимость перемещения толкателя от угла поворота кулачка S=f(j). Закон движения толкателя в задании представлен в виде зависимости: - Для нахождения искомой зависимости S=f(j) необходимо дважды проинтегрировать функцию: . Используя полученные максимальные значения аналогов скоростей и ускорений, на основе построений приведенных в [7], вычерчиваем диаграммы движения толкателя.Задачей динамического синтеза является определение такого минимального радиуса вектора r0 профиля кулачка и такого расстояния d между центрами вращения кулачка и коромысла, при наличии которых переменный угол передачи движения g ни в одном положении кулачкового механизма не будет меньше gmin=45° т.е. выполняется условие незаклинивания механизма. Выбираем центр вращения коромысла - т. Эту дугу размечаем в соответствии с углом поворота коромысла, соответствующего положения кулачка. Через каждую точку под углом gmin=45° к соответствующему положению толкателя проводим прямые, которые пересекаясь образуют область возможного расположения центра вращения кулачка.Построение профиля кулачка начинаем с построения центрового профиля.

Содержание

1. Синтез зубчатого передаточного механизма

1.1 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления

1.1.1 Входные параметры синтеза, выбор коэффициентов смещения

1.1.2 Расчет геометрических параметров и качественных показателей зацепления

1.1.3 Проверочные расчеты

1.1.4 Построение картины зацепления и диаграмм удельного скольжения

1.2 Синтез планетарного механизма

1.2.1 Расчет входных параметров синтеза и чисел зубьев планетарного механизма

1.2.2 Проверка выполнения основных условий синтеза

1.2.3 Изображение схемы механизма, построение диаграмм линейных и угловых скоростей звеньев

1.2.4 Расчет угловых скоростей звеньев и проверка передаточных отношений графическим методом

2. Динамический синтез кулачкового механизма

2.1 Входные параметры синтеза

2.2 Расчет и построение диаграмм движения толкателя

2.3 Определение основных параметров механизма

2.4 Построение центрового профиля кулачка

2.5 Определение радиуса ролика и построение действительного профиля кулачка

Список литературы

1. Синтез зубчатого передаточного механизма