Курсовая по Теории машин и махенизмов. 17 вар. Проектирование и исследование механизмов

• Название: Проектирование и исследование механизмов
• Анкор: Курсовая по Теории машин и махенизмов
• Дата: 04.12.2019
• Размер: 0.57 Mb.
• Имя файла: 17 вар.docx
• Тип: Исследование; #98666
• страница: 6 из 6

r _1,2 = m z_1,2 / 2;
2. Радиусы основных окружностей
r_b1,2 = r_1,2  cos  _t;
3. Минимальные коэффициенты смещения
x _min1,2 = h_a^*  ( z _min - z_1,2 )/ z _min,
где

z _min = 2 h_a^* / ( sin  )²;
4. Угол зацепления
inv _w = inv + 2 (x₁+x₂)  tg /(z₁+z₂);
5. Коэффициент воспринимаемого смещения
y = (z₁+z₂)  (cos /cos _w - 1 );

6. Коэффициент уравнительного смещения
y = (x₁+x ₂) - y;
7. Радиусы начальных окружностей
r _w1,2 = mz_1,2 cos /(2 cos  _w ) ;
8. Межосевое расстояние
a _w = r_w1 + r _w2;
9. Радиусы окружностей вершин
r_a1,2 = m  (z _1,2/2 + h_a^* + x _1,2 -y );
10. Радиусы окружностей впадин
r_f1,2 = m  (z _1,2/2 - h_a^* - c^* + x _1,2);
11. Высота зубьев колес
h = h₁ = h₂ = m( 2h _a^* + c^* - y);
12. Толщины зубьев по дугам делительных окружностей
s _1,2 = m (/2 + 2x _1,2tg);
13. Толщины зубьев по дугам окружностей вершин
s_1,2 = m cos (/2 +2 x _1,2tg - z_1,2 (inv - inv_a1,2) )/cos_a1,2 ),
где

_a1,2 = arccos (d _b1,2/d _a1,2).
Качественные показатели зубчатой передачи

1. 
   Коэффициенты скольжения
   

₁= z₂(tg_a2 - tg_w) (1+z₁/z₂)/(( z₁+z₂) tg_w) - z₂  tg_a2 );

₂ = z₁(tg_a2 - tg_w) (1+z₁/z₂)/(( z₁+z₂)  tg_w) - z₁  tg_a2 );

2. Коэффициент удельного давления
_p = m (u₁₂+1)²2(z₁+z₂)/(a_wsin_wu₁₂ z₁z₂ tg_w cos);

3. 
   Коэффициент торцевого перекрытия
   

_= (z₁ ( tg_a2 - tg_w ) - z₂ ( tg_a2 - tg_w )/2.

3.1.3. Выбор коэффициентов смещения
По данным распечатки на листе строятся графики зависимостей качественных показателей и относительных толщин зубьев по окружностям вершин от коэффициента смещения x ₁. На эти графики наносятся линии ограничений на величину коэффициента x ₁:
1. по подрезу зубьев колеса z₁

x ₁  x_min1 ; x ₁  -0,042;
2. по заострению зубьев

x₁  x_{1max sa}

где x _{1max sa} - координата x ₁ соответствующая пересечению кривой s_a1/m = f(x ₁) с прямой [s_a1/m] = 0.2, где [s_a] = 0.2m определено в предположении, что зубчатые колеса при термообработке подвергаются нормализации;

В нашем случае кривая s_a1/m = f(x ₁) и прямая [s_a] = 0.2m в исследованном диапазоне изменения x₁ не пересекаются.

3. по допустимому торцевому перекрытию

x ₁  x _1max

x _1max определяется по условию _ = [_], где [_] = 1.05 допустимая величина коэффициента торцевого перекрытия для прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, x _1max - координата x ₁ соответствующая пересечению кривой _ = f(x ₁) с прямой [_] = 1.05.

Таким образом, выбор коэффициента смещения x ₁ , с учетом вышеописанных ограничений, можно проводить в пределах

-0,042 < x ₁ < 0.125.

Для силовых передач с заданным сочетанием чисел зубьев выбираем смещения:

x ₁ = 0,1: x ₂ = 0.5,

которые удовлетворяют всем указанным ограничениям.

По результатам расчета на ЭВМ для выбранных коэффициентов смещения строим схему зацепления колес z₁ и z₂ в масштабе

_l = 3000 мм/м.

Профиль зуба колеса z₁ получаем методом обращенного движения производящей рейки относительно неподвижного колеса z₁.

3.2. Проектирование планетарного редуктора
Проектирование планетарного редуктора включает выбор схемы механизма и определение ее оптимальных параметров. В нашем случае схему редуктора выбираем из приложения 3. Необходимо подобрать числа зубьев колес.

1. 
   Исходные данные
   

Схема редуктора - двухрядный с двумя внешними зацеплениями.

Передаточное число от вала колеса z₁ к валу водила h при остановленном z₄



u_1h⁽⁴⁾ = 28,
u_h1 ⁽⁴⁾ = 1/u_1h⁽⁴⁾ = 1/28.
Число сателлитов k = 3.
3.2.2. Условия подбора чисел зубьев
1. Обеспечить заданное передаточное число с требуемой

точностью
u _1h⁽⁴⁾ =(1-(z₂z₄)/(z ₁z₃)) (.95 ... 1.05).
2. Обеспечить соосность
z₁ - z₂ = z₄ - z₃ .
3. Обеспечить свободное размещение сателлитов на окружности r = a_w ( условие соседства)
sin(/k) > max(z _2,3+2)/( z ₁-z ₂).
4. Обеспечить собираемость механизма ( условие сборки )
(u _1h⁽⁴⁾ z ₁ /k) ( kp + 1 ) = B,
где В - произвольное целое число

5. Обеспечить отсутствие подрезания колес с внешними зубьями
z _внеш > 17.

6. Обеспечить отсутствие заклинивания во внутреннем зацеплении

z _{колеса с внутренними зубьями} > 85,

z _{колеса с внешними зубьями} > 20,

z_d > 8 - разность в числах зубьев колес.
7. Обеспечить минимальные габариты механизма.

3.2.3. Подбор чисел зубьев произведён через программу. Были получены следующие значения:

z₁= 42, z₂=81, z₃=82, z₄= 41 .

По рассчитанным числам зубьев колес в произвольном масш­табе вычерчиваем 3 схемы планетарного механизма и проводим графический кинематический анализ для каждой из них. По данным этого исследования проверяем полученное передаточное число
u _1h⁽⁴⁾ =  ₁/  _h = BB'/BB" = 1/28 =0,036.
Для двух других схем:
u ₁₄ ^(h) =  ₁/  ₄ = BB'/BB" = 27/28 = 0,964.
u _h4 ⁽¹⁾ =  _h/  _h = - CC'/CC" =-27.

4. Проектирование кулачкового механизма
Постановка задачи: Определить размеры звеньев, центровой и конструктивный профили кулачка кулачкового механизма с учетом допустимого угла давления при заданной схеме механизма, законе движения толкателя и максимальном ходе толкателя.
4.1. Исходные данные для проектирования
Схема механизма - плоский кулачковый механизм с центральным поступательно движущимся толкателем;

Ход толкателя h_С = 0.008 м ;

Допустимый угол давления [  ] = 28º;

Отношение величин ускорения a₂/a₁=3/2;

a ₂/a₄=1;

a ₁/a₃=1;

Фазовые углы:

Угол рабочего профиля

 _р = 120º;

Фазовый угол удаления _у

_у = 60 º.

Фазовый угол сближения _с

_с = 60º.

Угол дальнего выстоя  _дв = 0º.

Эксцентриситет е = 0 м.

2. 
   Построение кинематических диаграмм
   

В качестве исходной кинематической диаграммы задана диаграмма второй передаточной функции в относительных величинах

Диаграммы S_B = f( ₁ ) и V_qB = f ( ₁ ) получим, дважды проинтегрировав заданную диаграмму a_qB = f ( ₁ ) . Графически интегрируя зависимость a_qB = f ( ₁ ) при величине отрезка интегрирования k₁ = 40 мм, получим диаграмму первой передаточной функции, а проинтегрировав эту диаграмму ( при k₂ = 40 мм ) определим график зависимости перемещения толкателя от угла поворота кулачка. Масштабы полученных диаграмм рассчитываются следующим образом

масштаб угла поворота кулачка (по оси x)

 _ = b/_р = 188,495 / (2/3) = 90 мм/рад,

масштаб перемещения толкателя

_S = y_hB/ h_B = 52,083 / 0.008 = 6510 мм/м,

где y_hB - ордината максимального перемещения толкателя (ход толкателя),

масштаб первой передаточной функции
_Vq = _S  k₁ /  _ = 651040/90= 2896 мм/м,
масштаб второй передаточной функции
_aq = _Vq  k₂ /  _ = 289640/90 = 1285 мм/м.

4.3.Определение основных размеров кулачкового механизма
По диаграммам S_С = f ( ₁ ) и V_qС = f ( ₁ ) строится диаграмма S_С = f (V_qС). При построении этой диаграммы необходимо масштабы по осям абсцисс и ординат принять равными. В нашем случае принимаем

_Vq = _S = 6510 мм/м.

С помощью диаграммы по допустимому углу давления определяем радиус начальной шайбы кулачка

r_оmin = 162,427/6510 = 0.02495 м.

По ГОСТ 25346-89 выбираем нормальный размер r_оmin 0,025 м

Отношение радиуса скругления плунжера к радиусу начальной шайбы кулачка рекомендуется выбирать в пределах r_р /r_оmin = (0.25-0.4). Величина r_p определенная по этому соотношению

r_р = 0.0075 м.
4.4. Построение центрового и конструктивного профилей кулачка.

Построение центрового профиля кулачка проводится в следующей последовательности:

• 
  выбирается масштаб построения _l = 2500 мм/м,
  
• 
  из произвольного центра проводится в масштабе окружность с радиусом r₀ ,
  
• 
  из произвольной точки на окружности r₀ в направлении - ₁ откладываeтся рабочий угол , угол делятся на n интервалов,
  
• 
  из каждой точки деления через центр окружности радиусом r₀ проводятся прямые,
  
• 
  на этих прямых от точки пересечения с окружностью r₀ откладываются в масштабе _l соответствующие перемещения толкателя s_Bi,
  
• 
  полученные точки соединяются плавной кривой, образуя центровой профиль кулачка,
  
• 
  проводятся из произвольных точек выбранных равномерно по центровому профилю кулачка дуги окружностей радиуса r_р ,
  
• 
  конструктивный профиль кулачка получаем как огибающую к множеству положений скругления плунжера.
  

4.5.Построение диаграммы углов давления

Для проверки правильности построения профиля кулачка строим диаграмму углов давления, определенных по центровому профилю кулачка. Угол определяем как острый угол между нормалью к профилю (прямая соединяющая точку контакта с центром ролика) и направлением перемещения толкателя. Данные для построения диаграммы углов давления приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1.

№	поз.	0	1	2	3	4
	-	0º	7,4º	14,9º	21,9º	28 º

№	поз.	5	6	7	8	9
	-	21,5º	14,8º	7,7º	0º	-7,7º

№	поз.	10	11	12	13	14
	-	-14,8º	-21,5º	-28º	-21,9º	-14,9 º

№	поз.	15	16
	-	-7,4º	-0º

Принимаем масштаб построения диаграммы углов давления на листе
_ = 3 мм/ º .


ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения курсового проекта получены следующие результаты:
1. Определены длины звеньев механизма l_OA = 0,0272 м, l_AB = l_AC = 0.115 м, l_AS2 = l_AS4 = 0.0345 м, закон движения звена приведения механизма поршневого компрессора и рассчитана дополнительная маховая масса I_доп= 0,1856 кг.м², обеспечивающая заданный коэффициент неравномерности вращения [] = 1/20.
2. Для заданного положения механизма ₁ = 30 проведен силовой расчет, определены реакции в кинематических парах механизма и момент сил сопротивления, величина этого момента отличается от среднего момента сопротивления, определенного на первом листе на 3,89 %.
3. Спроектирована косозубая прямозубая эвольвентная зубчатая передача с модулем m = 12 мм , с числами зубьев колес z₁=12 и z₂=24, коэффициентами смещения x ₁ = 0,1, x ₂ = 0,5 и коэффициентом перекрытия _ = 1.05.
4. Спроектирован двухрядный планетарный редуктор с передаточным отношением u_1h⁽⁴⁾ = 0.04 с числами зубьев колес
z₁ =42, z₂ = 81, z₃ =82, z₄ = 41.

5. Спроектирован кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем. Радиус начальной шайбы кулачка r₀= 0.025 м , при допустимом угле давления [] = 28º. Радиус скругления толкателя r_р= 0.0075 м

ЛИТЕРАТУРА
1. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов/К.В.Фролов, С.А.Попов, А.К.Мусатов и др.; Под ред. К.В.Фролова.- М.: Изд. МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. - 669 с.; ил.

2. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов/Под ред. К.В. Фролова.-М.: Высш. шк., 1999. - 351 с.; ил.

3. Силовой расчет, уравновешивание, проектирование механизмов и механика манипуляторов: Учебное пособие / И.Н.Чернышева, А.К.Мусатов, Н.А.Глухов и др.; Под ред. А.К.Мусатова. -М.: Изд-во МГТУ, 1990. - 80 с., ил.

4. Тимофеев Г.А. Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ: Учеб. пособие для курсового проектирования. - М.: Изд-во МГТУ, 1993. - 56 с., ил.

5. Учебное пособие для курсового проектирования по Теории механизмов. Часть 1./ Под ред. Архангельской Т.А., - М.: Изд-во МГТУ, 1985. - 68 с., ил.

6. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Проектирование кулачковых механизмов с использованием ЭВМ: Учеб. пособие для курсового проектирования. - М.: Изд-во МГТУ, 1982. - 48 с., ил.