Материал: Синтез зубчатого механизма

Построение станочного зацепления начинаем с вычерчивания профиля исходного контура в соответствии со следующими стандартными параметрами:

коэффициент радиального зазора с* = 0,25;

коэффициент высоты головки зуба h*a = 1;

Откладываем от модульной прямой смещение x1m, через точку смещения проводим радиус r1 для определения опоры колеса. Относительно радиуса r1 проводим оставшиеся радиусы: ra1, rω1, rb1, rf1

Проводим вертикальную линию, перпендикулярную модульной прямой. От этой прямой откладываем вправо и влево ширину зуба рейки. Проводим перпендикуляры через отложенную ширину зуба рейки к модульной прямой линии. Откладываем от проведенных прямых стандартный угол зацепления α = 200. Строим профиль зуба рейки (рисунок 15).

Радиус скругления

Шаг зубчатого зацепления

Ширина зуба рейки

Определяем рассчитанные данные изображаемые на чертеже в заданном масштабе:

Рисунок 14 - Станочное зацепление с меньшим зубчатым колесом.

.4 Синтез планетарного редуктора

С учетом выданного передаточного числа u1H=3,63 и интервалов зубьев Z1=17-35, Z2=17-60, Z3=60-120 подбираем число зубьев для каждого колеса:

Z1=27, Z2=22, Z3=71, m=5, u1H=3,63.

Синтез планетарного редуктора будет заключаться в проверке чисел зубьев зубчатых колес планетарной передачи.

Они определяются из следующих условий:

Условие передаточного отношения

Условие выполняется

Условие соосности валов

+22=71-22

=49

Условие выполняется

Рассмотрим планетарный редуктор (рисунок 15)

Рисунок 15 - Планетарный редуктор

.5 План скоростей планетарного механизма

Для построения плана скоростей для планетарного механизма необходимо: построим вертикальную прямую ОО1. Отложим на ней вектор скорости солнечного колеса . Через точку О и конец вектора  проводим прямую, образующую угол  с прямой ОО1. Соединяем О1 с концом вектора . Проводим вектор скорости  для сателлита z2. Соединяем точку О с концом вектора . Прямая проходящая через О и конец вектора  образует с прямой ОО1 угол .

Рисунок 16 - План скоростей планетарного механизма

Определяем передаточное отношение

Определяем погрешность передаточного отношения

Условие выполняется, планетарный механизм построен верно.

.6 Построения графика удельного скольжения.

Для построения графика удельного скольжения нужно найти текущие и максимальные значения коэффициентов удельного скольжения

Переносим и располагаем горизонтально прямую N1 N2, сохранив расположение точек B1, B2 и полюса P. Через точки B1 и B2 проводим вертикальные оси . Точками отмечаем на осях текущие и максимальные значения коэффициентов удельного скольжения. Лекалом через полюс соединяем   и  (Рисунок 17). По полученному графику можно проследить характер изменения коэффициентов скольжения профилей в процессе зацепления их по мере перемещения контактной точки К по линии зацепления.

Рисунок 17 - Диаграмма скольжения зубчатой передачи

Заключение

При выполнении первой части данной курсовой работы преследовались множество целей, а именно: проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным основным и дополнительным условиям; анализ режима движения механизма при действии заданных сил; силовой анализ механизмов с учетом геометрии масс звеньев. Кинетостатический анализ механизма выполнялся по заданным параметрам: размерам звеньев, их массе и скорости ведущего звена. Были построены планы скоростей для 8 положений механизма, а так же ускорение в одном из положений. Определили значение и направление уравновешивающей силы и реакции в опорах с помощью силового расчета. В ходе выполнения силового анализа главной целью было найти уравновешивающую силу ведущего звена и сравнить ее с уравновешивающей силой, полученной в результате исследования механизма при помощи рычага Жуковского. После сравнения двух уравновешивающих сил определили погрешность, полученную в результате расчетов, она составила 8%, следовательно силовой анализ проведен верно и уравновешивающая сила определена правильно.

Также в результате проделанной работы был произведен геометрический расчет зубчатого зацепления и планетарного механизма (вторая часть работы), а именно: произведен геометрический расчет эвольвентного зацепления двух зубчатых колес; построена схема станочного приспособления малого колеса с исходным контуром реечного инструмента и произведено нарезание профиля зуба; построена схема зацепления зубчатых колес; построен профиль зуба меньшего колеса обычным приемом построения эвольвенты; определено выражение передаточного отношения планетарной ступени редуктора через числа зубьев колес; подобраны числа зубьев колес планетарной ступени редуктора на основе выведенного общего расчетного уравнения, исходя из условий кинематики и сборки; определены диаметры начальных окружностей колес; построена схема редуктора по найденным размерам колес и построены треугольники скоростей.

В ходе проектировании планетарного редуктора и подборке чисел зубьев зубчатых колес необходимо было соблюдать 2 условия:

Условие постоянства передаточных отношений редуктора:

Условие соосности валов:

Учитывая заданные интервалы зубьев для каждого из колес и соблюдения обоих условий получили: z1=27, z2=22, z3=71. В результате построения плана скоростей для планетарного редуктора получили передаточное отношение равное 3,625, что меньше заданного, которое составляет 3,63. Но в результате вычисления погрешности, которая составляет 0,011%, что входит в заданные пределы (0-3%), можно сделать вывод, что проектирование планетарного редуктора было проведено верно.

Список использованной литературы

1 Попов С. А. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин». - М.: Высш. шк., 2010. - 295с.

Кострыкин М. И. «Практическое руководство по курсовому проектированию механизмов и машин». - М.: Высш. шк., 2008. - 255с.

Артоболевский И. И. «Теория механизмов». - М., «Наука» 1967г.

Теория плоских механизмов и динамика машин под редакцией А. В. Жепиговского. М., «Высшая школа», 2011г.

Кореняко А. С. Кременштейн Л. И., Петровский С. Д. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин» М. - Л. Изд. «Машиностроение», 2008. 324с.