Курсовой проект по ТММ вариант 13 Д

List_2.docx

Лист 2 «Синтез планетарного редуктора»
Освоение методов проектирования планетарного редуктора.
Однорядный планетарный редуктор с одним внутренним и одним внешним зацеплениями.
Передаточное отношение: U8-11 = Uв1 =15.
Число сателлитов: k = 3.
Коэффициент смещения x1234=0
3. Постановка задачи:
а) Подобрать числа зубьев колес планетарного редуктора удовлетворяющие всем требованиям планетарного редуктора.
б) Построить схему планетарного редуктора в двух проекциях в масштабе.
в) Провести кинематическое исследование редуктора графическим способом.
4. Основные условия проектирования многосателлитных планетарных механизмов:
Условие совместности: .-->
5. Подбор чисел зубьев планетарного редуктора:
Анализируем условие сборки и делаем вывод: должно быть кратно k=3.
Подбираем числа зубьев в соответствии с условиями: . Назначим следовательно из формулы Виллиса:
Из условия соосности находим:;
Проверка условия соосности: .
Проверка условия совместности:
Все условия выполняются.
6. Построение планетарного редуктора и кинематическое исследование графическим способом:
Все колеса планетарного редуктора нулевые. Радиусы делительных окружностей:
Для построения схемы планетарного редуктора выбираем масштаб:
Сторим схему планетарного редуктора в 2-х проекциях.
Строим картину распределения скоростей проверяя тем самым графически выполнение заданного передаточного отношения.
На схеме редуктора отмечаются характерные точки: центры колес (О и О1) и точки зацеплений (D – точка зацеления звена 1; F – звена 2 и 3; E – водила с колесом) которые выносятся на вертикальную ось радиусов.
Находим скорость точки E:
Определяем масштаб построения плана скоростей:
Проводим отрезок ЕЕ’= 56.52 мм. Строим линию распределения скоростей водила (Л.Р.С. водила). Скорость точки F равна 0. Строим линию распределения скоростей блока сателлитов FE’ (Л.Р.С. зв. 23). Продлеваем FE’ и проводим горизонтальный отрезок до DD’ до пересечения с FE’. Строим линию распределения скоростей первого звена (Л.Р.С. зв. 1)
Проводим горизонтальную линию и строим произвольный отрезок k1 через точку k проводим вертикальную прямую а через точку 1 проводим линию параллельную Л.Р.С. зв. 1. Точка их пересечения является полюсом. Из полюса проводим прямые параллельные остальным Л.Р.С.
Графическая проверка передаточного отношения.
Подобраны числа зубьев колес редуктора удовлетворяющие всем требованиям планетарного редуктора:
Построена схема планетарного редуктора в двух проекциях ().
Построены графики распределения линейных (и угловых () скоростей и проверена передаточное отношение.

мой 3 лист.docx

Лист 3: Динамическое исследование основного механизма
Освоение методов проектирования динамического исследования рычажных механизмов
Наименование параметра
Средняя скорость поршня
Отношение длины шатуна к длине кривошипа
Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к длине шатуна
Чисто оборотов коленчатого вала
Максимальное давление в цилиндре двигателя
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через его центр тяжести
Момент инерции коленчатого вала
Приведенный к коленчатому валу момент инерции планетарного редуктора
Момент инерции ротора воздуходувки
Угловая координата кривошипа для силового расчета (
3. Постановка задачи
а) Спроектировать кривошипно-шатунный механизм
б) Обеспечить заданный коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала
в) Определить закон движения коленчатого вала 1(φ1)
4. Проектирование механизма и его построение в 12 положениях
Угол поворота кривошипа разобьём на 12 равных частей (с шагом в 30)
Из выражения ыразим и посчитаем его:
5. Построение индикаторной диаграммы Pi(Si) и диаграммы сил Fi(φ1)
Т.к. цилиндры в двигателе дизель-воздуходувной установки одинаковые то индикаторные диаграммы для обоих цилиндров будут аналогичны. Построим индикаторную диаграмму для цилиндра 1.
Строим диаграмму давления в зависимости от перемещения ползуна
Перестраиваем диаграмму движущих сил в зависимости от угла поворота кривошипа.
Определим масштаб индикаторной диаграммы движущих сил:
где – движущая сила действующая на цилиндр в данном положении механизма Н;
A – площадь поршня .
Таблица 4.1. Данные для построения индикаторной диаграммы
Таблица 4.2. Силы действующие на цилиндр в 12 положениях механизма
6. Построение планов скоростей и определение передаточных функций
При помощи метода подобия определяем
as2 = ab = 52.63 · 0.305 = 16.05 мм
Определим передаточные функции и передаточные отношения звеньев механизма двигателя в зависимости от угла поворота кривошипа
(пример расчета произведен для 1го положения)
Для проверки вычисления передаточных функций и передаточных отношений воспользуемся ЭВМ. Результаты приведены в Таблице 4.3.
Таблица 4.3. Передаточные функции и передаточные отношения звеньев механизма двигателя
По результатам Таблицы 4.3. строим графики передаточных функций и передаточных отношений в зависимости от угла поворота кривошипа.
Определение масштабов для графиков:
Т.к. выбранная база графика равняется 240 мм то
Графики передаточных функций и передаточных отношений для второго цилиндра двигателя получим сместив соответствующие графики для первого цилиндра на фазу 2.
7. Методика приведения и динамическая модель
Для определения закона движения механизма необходимо определить закон движения его точки или звена. А движение других звеньев будет связано с движением этого начального звена. Для системы с одной степенью свободы применяется методика замены реального механизма нагруженного реальными силами и моментами некоторой условной динамической моделью. Т.е. можно привести механизм к одномассовой динамической модели. Замена реальных сил и масс называется приведение сил и масс.
При переходе от реального механизма к динамической модели необходимо выдержать следующие условия:
)Начальное положение для динамической модели и ведущего звена должны быть равны
)Кинематические параметры динамической модели и ведущего звена должны быть равны
)Должно выполнятся равенство элементарных работ моделей и механизма в мгновенном положение или равенство мощностей
)Должно выполняться равенство кинетической энергии модели и механизма
8. Приведение сил и построение графика (φi) и графика работы (φi)
) Приведем все силы к звену 1
При приведении сил к модели приведения (переход от реального механизма к динамической модели) должны выполняться условия
Значение момента сопротивления не известно
Расчет для 2 положения:
Допущение: так как силы веса звеньев значительно меньше силы сопротивления то силами веса можно пренебречь.
для 2 положения: H·м
Знак и величину значения всех моментов для всех положений механизма приведены в таблице 4.3
Таблица 4.4 Приведенный момент сил
) По данным таблицы 4.4 строим график момента приведения от угла поворота
Масштаб построения:
Т.к. цилиндры в двигателе дизель-воздуходувной установки одинаковые то графики момента приведения от угла поворота для обоих цилиндров будут аналогичны. График для второго цилиндра двигателя получим сместив график для первого цилиндра на 90°.
) Строим график суммарной работы методом графического интегрирования графика . Выберем отрезок интегрирования K=40 мм.
Конечная координата должна быть равна ля установившегося режима движения и с учетом того что строится график в виде наклонной прямой линии. Сложив графики и получим график конечная ордината которого равна нулю – признак установившегося режима движения.
9. Приведение масс и построение графика (φi) переход к графику (φi)
Если в качестве динамической модели принять начальное звено с обобщенной координатой то кинетическая энергия модели должна быть равна сумме кинетических энергий всех звеньев механизма т.е. в основе приведения масс к начальному звену положено условие равенства кинетических энергий.
Суммарный приведенный момент инерции определяется согласно формуле
Выделим в механизме двигателя две группы звеньев:
В первую группу будет входить звено 1-коленчатый вал во вторую – звенья 24(шатуны) и звенья 35(поршни).
Приведенные моменты второй группы звеньев является функциями положения механизма и не зависят от абсолютных значений скоростей точек механизма
Расчет для 2 положения:
Значения приведенных моментов инерции второй группы звеньев:
По данным таблицы 4.5. строим график для левого цилиндра в масштабе:
График для второго цилиндра двигателя получим сместив график для первого цилиндра на 90°.
График может быть приближенно принят за график кинетической энергии второй группы звеньев
где радс – средняя угловая скорость кривошипа;
Принимаем допущение тогда можно считать что кинетическая энергия второй группы звеньев пропорциональна приведенному моменту инерции Постоянную кривую можно принять за приближенную кривую графика определяется по формуле:
10. Построение приближенного графика Расчет маховика.
где - полная кинетическая энергия механизма двигателя Дж;
- кинетическая энергия первой группы звеньев механизма Дж;
С другой стороны на основании теоремы об изменении кинетической энергии: => отсюда следует что график получается из графика суммарной работы путём выбора произвольного значения начальной кинетической энергии .
Для построения графика необходимо из кривой в каждом положении механизма вычесть отрезки равные
где - ордината в масштабе мм;
= 685·0056= 384 - ордината в масштабе мм.
Полученная кривая приближенная т.к. получена из точных значений вычитанием приближенных значений
На построенной кривой находим точки соответствующие и и определяем максимальное изменение кинетической энергии первой группы звеньев за цикл.
11. Определение закона движения коленчатого вала и коэффициента неравномерности
Где - приведенный момент инерции первой группы звеньев кг;
Т.к. в первую группу звеньев входит коленчатый вал ротор воздуходувки и планетарный редуктор то
- момент инерции коленчатого вала кг;
- приведенный к коленчатому валу момент инерции планетарного редуктора кг;
- момент инерции ротора воздуходувки кг;
- приведенный к коленчатому валу момент инерции ротора воздуходувки кг;
где - момент инерции ротора воздуходувки кг;
– передаточное отношение планетарного редуктора от колеса 8 к колесу 11;
– передаточное отношение планетарного редуктора от колеса 11 к колесу 8.
Так как: пропорционально то можно считать что отрезок а график можно принять за приближенный график угловой скорости с масштабом .
Чтобы определить график необходимо определить положение оси. Для этого через середину отрезка проводим линию которая является линией средней угловой скорости которая равна радс
Определяем ординату :
Отложив от линии получим положение оси относительно которой график будет изображать график за один цикл установившегося режима движения.
Определим коэффициент неравномерности :
В результате динамического исследование основного механизма были определены размеры звеньев по заданным условиям:
Построены диаграммы:
приведенного момента в масштабе
приведенного момента инерции в масштабе1000
кинетической энергии второй группы звеньев в масштабе
Определен закон движения коленчатого валав масштабе
Посчитан коэффициент неравномерности

мой 5 лист.docx

Лист 5: Проектирование кулачкового механизма
Освоение методов проектирования кулачкового механизма
Величина и направление угловой скорости = pадс
Максимальный ход толкателя h =0013 м
Допустимый угол давления αдоп = 28°
Рабочий угол профиля кулачка
Эксцентриситет е = 0
3. Постановка задачи
Построить кинематические диаграммы движения толкателя с учетом заданного характера изменения ускорения толкателя
Определить основные параметры кулачкового механизма наименьших габаритов с учетом максимально допустимого угла давления
Построить центровой и конструктивный профили кулачка проверить выполнение передаточных функций
4. Требования при проектировании кулачкового механизма
a)Обеспечение заданного закона движения ведомого звена (толкателя)
б) Обеспечение отсутствия заклинивания при выполнении условия
в) Обеспечение наименьших размеров кулачкового механизма
5. Построение кинематических диаграмм
Для построения кинематических диаграмм движения толкателя была выбрана база всех графиков В = 240 мм . При В = 240мм и заданном рабочем угле кулачка найдем масштаб оси абсцисс графиков:
Определим масштаб графика перемещений:
Где - ход толкателя кулачкового механизма м;
– максимальное значение ординаты графика перемещений мм.
График скорости VqВ (1) толкателя был построен методом интегрирования графика ускорения толкателя.
График скорости SВ (1) толкателя был построен методом интегрирования графика скорости толкателя.
При отрезках интегрирования мм мм определим масштабы графиков передаточных функций скорости и ускорения.
6. Построение вспомогательной диаграммы (SB VgB). Определение размеров кулачка.
При проектировании кулачкового механизма с целью экономии материала и уменьшения размеров проектируемого механизма стремятся назначать наименьшие габаритные размеры обеспечивающие заданное расположение элементов механизма его эффективную работу.
Габаритными размерами кулачкового механизма являются: радиус кулачка и эксцентриситет (смещение оси толкателя относительно оси кулачка) e. В нашем случае габаритным размером является только радиус кулачка .
Для обеспечения отсутствия заклинивания (невозможности передачи усилия через кинематическую пару) уменьшения реакций сил трения в кинематических парах стремятся получить минимально возможные значения углов давления.
Угол давления - это угол между скоростью толкателя в данном положении и нормалью к профилю кулачка в данном положении.
Для определения радиуса центрового профиля кулачка строится вспомогательная диаграмма аналога скоростей VgB (SB) причем
ммм. Данная диаграмма стоится в прямоугольной системе координат причем значения перемещения толкателя берутся с графика SВ (1) а аналогов скорости с VqВ (1) в масштабе
Если в самых удаленных точках вспомогательной диаграммы аналога скоростей VgB (SB) провести линии составляющие с вектором скорости угол αдоп то центр вращения кулачка можно выбрать в любой точке внутри и на границе заштрихованной области.
7. Профилирование кулачка
При профилировании кулачка применяется метод обращенного движения когда кулачковому механизму сообщается угловая скорость кулачка с обратным знаком (-) тогда кулачек можно считать условно неподвижным a толкатель будет совершать сложное движение: переносное движение со скоростью кулачка (-) и относительное движение со скоростью .
Для центрального кулачкового механизма построение ведут в таком порядке:
Проводим окружность минимального радиуса кулачка = 19727 мм. Центральный угол этой окружности делят радиальными прямыми на фазовые углы поворота кулачка. Фазовые углы соответствующие движению толкателя делят на части в соответствии с графиком перемещения толкателя S(1).
На полученных радиальных прямых oт окружности минимального радиуса откладываем отрезки равные перемещениям толкателя в соответствующих положениях выраженным в том же масштабе
Концы отрезков соединяют плавной линией которая и является центровым профилем кулачка. Это профиль представляет собой траекторию центра ролика в обращенном движении кулачкового механизма.
Конструктивный профиль кулачка есть эквидистантная кривая отстоящая профиль от центрального профиля на величину радиуса ролика rр получают его как огибающую окружностей ролика толкателя изображенных в каждом положении.
8. Проверка передаточных функций
Передаточные функции определяют из планов скоростей и ускорений построенных в вынужденных масштабах. Планы скоростей и ускорений строят для заменяющего механизма. Чтобы построить заменяющий механизм необходимо высшую пару заменить двумя низшими и дополнительным звеном.
Для проверки выбирают положение точки В толкателя в которой значения и имеют определенные значения и неравные нулю. В этом положении находят центр кривизны центрового (теоретического) профиля – точку А. Роль кулачка выполняет кривошип ОА. Высшую пару заменяют звеном АВ и двумя шарнирами А и В.
Кривошипно-шатунный механизм построенный таким образом является заменяющим для кулачкового механизма в этом положении. В вынужденном масштабе для плана скоростей ра=OA т.е.
а для плана ускорений qа=OA
В этом случае масштабы передаточных функций ммм равны масштабу механизма:
План скоростей: VВ = VА + VАB ; VА=
рвV = pа + aвV pа=OA
Для того чтобы построить план ускорений необходимо найти величину .
где – величина с плана скоростей АВ – величина с самого механизма.
Величины полученные с плана аналогов скоростей и ускорений:
Величины полученные с кинематических диаграмм передаточных функций:
Погрешности определяются в %:
) Построены кинематические диаграммы движения толкателя с учетом заданного характера изменения ускорения толкателя.
Maсштабы кинематических диаграмм:
) Были определены основные размеры кулачкового механизма начальных габаритов с учетом максимального допустимого угла давления.
) Был построен центровой и конструктивный профили кулачка.
) Передаточные функции выполняются: 19

лист 4.cdw

Spisok_literatury.docx

Астахов М.В. Насонова Г.И. Методические указания к выполнению курсового проекта «Проектирование кулачковых механизмов» М. В. Астахов Г.И. Насонова. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана 2004. – 27 с.
Астахов М.В. Насонова Г.И. Сорокина И.И. Методические указания к выполнению курсового проекта «Динамическое исследование основного механизма» М. В. Астахов Г.И. Насонова И.И. Сорокина – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана 2008. – 50 с.
Галемин Е.К. Методические указания к выполнению курсового проекта «Проектирование планетарного редуктора» Е.К. Гамелин. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана 2004. – 15с.
Насонова Г.И. Зубчатые передачи: Методическое пособие Г.И. Насонова. – М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана1980. – 32 с.
Попов С.А. Трофимов Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учебное пособие для втузов С.А. Попов Г.А. Трофимов: под ред. К.В. Фролова. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 2004. – 458 с.
Рябова Л.Я. Методические указания к выполнению курсового проекта «Проектирование кулачковых механизмов» Л. Я. Рябова. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана 1980. – 14с.
Рябова Л.Я. Куликова Л.Е. под ред. Насоновой Г.И. Методические указания к выполнению курсового проекта «Динамическое исследование механизмов при установившемся режиме работы» Л.Я. Рябова Л.Е. Куликова. Г.И. Насонова. – М: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана 1983. – 48 с.

zapiska.docx

1.Техническое задание на курсовой проект.
1. Краткое описание работы механизмов дизель воздуходувной установки.
Двигатель дизеля - двухтактный двухцилиндровый V-образный отдаёт свою механическую энергию через планетарный повышающий редуктор (мультипликатор) центробежной воздуходувке (рис.1).
Рис. 1. Общая схема установки
Кривошипно-ползунные механизмы 123 и 145 обоих цилиндров двигателя одинаковые; рабочие процессы протекающие в цилиндрах также одинаковые. Поршни 1-го и 2-го цилиндров связаны через свои шатуны с коленчатым валом который вращается по часовой стрелке. Поэтому когда поршень 1-го цилиндра проходит верхнее мёртвое положение поршень 2-го цилиндра не достиг своего верхнего мертвого положения и пройдёт его после того как коленчатый вал повернётся на 90.Отсюда следует что кинематический и рабочий процессы протекающие во 2-ом цилиндре отстают от процессов протекающих в 1-ом цилиндре на 90.Продолжительность цикла работы двухтактного двигателя составляет 360.Изменение давления газа на поршень в процессе его движения представлено индикаторной диаграммой (рис.2).
Рис.2. Индикаторная диаграмма двигателя
Момент сопротивления воздуходувки и момент собственных потерь двигателя не зависят от угла поворота вала.
Очистка рабочих цилиндров двигателя от продуктов сгорания производится через выхлопные клапаны которые посредством рычажных механизмов (рис.13-2) принудительно открываются кулачками по заданному закону (рис.13-4 а). Кулачковый вал кинематически связанный с коленчатым валом (рис.13-2 б) должен вращаться в двухтактном двигателе с той же угловой скоростью что и коленчатый вал. Выхлопной клапан начинает открываться когда коленчатый вал не дошел до нижней мёртвой точки на угол и окончательно закрывается когда коленчатый вал повернулся после нижней мёртвой точки на угол (рис.13-4 б). Таким образом работа клапанов строго связана по фазам с вращением коленчатого вала а следовательно и с движением поршня.
Запуск двигателя производится от электростартера (рис.13-113-2 б) раскручивающего коленчатый вал до необходимой угловой скорости через зубчатую передачу составленную из колёс 6 и 7 при проектировании и исследовании механизмов двигателя считать известными параметры приведённые в табл.1.
Рис.13-2. а) Поперечный разрез двигателя. б) Зубчатая передача между коленчатым валом О кулачковым валом N и валом М стартера.
2 Исходные данные для расчета
Наименование параметра
Средняя скорость поршня
Отношение длины шатуна к длине кривошипа
Отношение расстояния от точки А до центра тяжести шатуна к длине шатуна
Число оборотов коленчатого вала
Максимальное давление в цилиндре
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через его центр тяжести
Момент инерции коленчатого вала
Приведенный к коленчатому валу момент инерции планетарного редуктора
Момент инерции ротора воздуходувки
Угловая координата кривошипа для силового расчета(угол ВОА)
Ход толкателя кулачкового механизма
Радиус ролика толкателя
Угловая координата начала открытия выхлопного клапана- началаподъема толкателя
Угловая координата конца закрытия выхлопного клапана-конца спуска толкателя
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме
Число зубьев колеса 6 стартера
Передаточное отношение стартерной передачи
Модуль зубчатых колес стартерной передачи
Передаточное отношение планетарного редуктора
Число сателлитов в планетарном редукторе
Параметры исходного контура инструмента

Анализ.cdw

Курсовой проект по ТММ
Динамическое исследование
для первого цилиндра
для второго цилиндра

лист 5.cdw

Конструктивный (рабобий)
Центровой профиль кулачка
Курсовой проект по ТММ
Проектирование кулачкового

Soderzhanie.docx

Техническое задание
1. Краткое описание работы механизмов поршневого детандера
1: Проектирование эвольвентного зубчатого зацепления
3. Постановка задачи
4. Выбор коэффициентов смещения x1 x2
5. Геометрический расчет зубчатой передачи
6. Построение зубчатой передачи
7. Построение эвольвенты
8. Графическое определение коэффициента перекрытия
9. Построение станочного зацепления
2: Проектирование планетарного редуктора
4. Основные условия проектирования многосателлитного планетарных механизмов
5. Подбор чисел зубьев планетарного редуктора
6. Построение планетарного редуктора и кинематическое исследование графическим способом
3: Динамическое исследование основного механизма
4. Проектирование механизма и построение его в 12 положениях
5. Построение индикаторной диаграммы и диаграммы сил
6. Построение плана скоростей и определение передаточных функций
7. Методика приведения и динамическая модель
8. Приведение сил и построение графика Мiпр( и графика работы АΣ(
9. Приведение масс и построение графика JIIпр ( переход к графику ТII(
10. Построение приближенного графика ТI (. Расчет маховика
11. Определение закона движения коленчатого вала и проверка коэффициента неравномерности
4. Построение механизма в заданном положении
5. Построение плана скоростей и ускорений
6. Определение сил инерции Фi и моментов от сил инерции Мiф
7. Силовой расчет. Определение реакций в кинематических парах Qik и недостающей нагрузки
8. Сравнение с динамическим расчетом
5: Проектирование кулачкового механизма
4. Требования при построении кулачкового механизма
5. Построение кинематических диаграмм
6. Построение вспомогательной диаграммы (SB VqB). Определение размеров кулачка
7. Профилирование кулачка
8. Проверка передаточных функций

List_1.docx

Лист 1 «Проектирование эвольвентного зубчатого зацепления»
освоение методов проектирования эвольвентного зубчатого зацепления.
2. Исходные данные:
3. Постановка задачи: 1. Выбрать коэффициенты смещения и при которых выполняются все условия нормальной работы зубчатой передачи.
Произвести расчет эвольвентной зубчатой передачи
Построить проектируемую зубчатую передачу и станочное зацепление для колеса .
Проверить графически коэффициент перекрытия .
4. Обоснование выбора коэффициентов смещения и :
Зубчатые колеса не должны иметь подреза т.е. ;
По найденным значениям и выбираем:
Обеспечено отсутствие подреза. Остальные требования проверяются в процессе расчёта.
5. Геометрический расчет зубчатой передачи:
Минимальное число зубьев :
Проверка заданных коэффициентов смещения:
Гарантия отсутствия подреза
Коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Радиусы делительных окружностей:
Радиусы основных окружностей:
Радиусы начальных окружностей:
Межосевое расстояние
Радиусы окружностей вершин:
Радиусы окружностей впадин:
Определение толщины зубьев по дуге делительной окружности:
Толщина зубьев по окружности вершин:
Проверка на отсутствие заострения зуба:
ммГарантия отсутствия заострения.
Коэффициент перекрытия для прямозубой передачи:
Проверка достаточности полученного коэффициента перекрытия:
Это условие гарантии достаточности полученного коэффициента перекрытия.
Проверочные расчеты проверены на ПК распечатка прилагается.
6. Построение зубчатой передачи:
6.1. Выберем масштаб: .
6.2. План построения:
Откладываем межцентровое расстояние зубчатых колес .
Из т. и проводим основные окружности радиусами и .
Из т. и проводим начальные окружности радиусами и . Точка касания окружностей есть полюс зацепления Р.
Через полюс зацепления Р проводим общую касательную к окружностям и . Точки касания прямой с окружностями обозначим и . – угол зацепления (между линией зацепления и перпендикуляром восстановленным в полюсе к линии соединяющей центры окружностей О1О2).
Строим делительные окружности; отмечаем размер - воспринимаемое смещение (расстояние между делительными окружностями по осевой линии);
Строим rf и ra - окружности впадин и вершин; отмечаем размер c*m – радиальный зазор (расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого измеренное по осевой линии); отмечаем точки В1 и В2 - точки начала и конца зацепления.
На каждой из основных окружностей через точки откладываем расстояние и через эти точки строим зацепную часть зуба
Показываем рабочий участок активного профиля зуба.
7. Построение эвольвенты:
Основную окружность разделим на 10-11 равных отрезка. Чем больше отрезков тем точнее получится эвольвента. Полученные точки соединяем с центром окружности.
Из каждой точки на окружности проводим касательную к окружности (перпендикулярно радиусу в данной точке).
В т.1 и размером 1–2 делаем засечку на касательной проведенной через т.1. Затем в т.2 и делаем засечку на соответствующей касательной удвоенным радиусом (т.е. равным 2 длинам отрезка 1-2) из т. 3–3 радиуса и т.д. Построение продолжаем пока линия эвольвенты не пересечется с окружностью . Полученные засечки соединяем плавной линией.
По окружности откладываем половину толщины зуба по окружности вершин соединяя полученную точку с центром окружности получим линию середины зуба. Затем выстраивается вторая половина зуба.
Относительно полученной линии выстраивается вторая половина зуба. Для этой цели можно изготовить шаблон по полученной эвольвенте.
Чертим окружность впадин радиусом . Чтобы получить ножку проводим от начала эвольвент до пересечения с окружностью впадин два отрезка параллельно линии середины зуба. Делаем скругление радиусом .
Нужно построить еще один зуб на шестерне. По делительной окружности откладывается шаг зацепления P c с учетом шага копируется зуб на новое расчетное место на чертеже.
8. Графическое определение коэффициента перекрытия:
Погрешности построения:
9. Построение станочного зацепления:
Откладываем от делительной окружности выбранное смещение и проводим делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента.
На расстоянии вверх и вниз от делительной прямой проводим прямые граничных точек а на расстоянии прямые вершин и впадин.
Станочно-начальную прямую проводим касательно к делительной окружности в точке Р (полюс станочного зацепления). Проводим линию станочного зацепления NР через полюс станочного зацепления Р касательно к основной окружности в точке N.
Строим исходный производящий контур реечного инструмента так чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикалью. Для этого от точки пересечения вертикали с делительной прямой откладываем влево по горизонтали отрезок в 0.25 шага равныйи через конец его перпендикулярно линии зацепления NР проводим наклонную прямую которая образует угол с вертикалью. Эта прямая является прямолинейной частью профиля зуба исходного производящего контура инструмента.
Закругленный участок профиля строим как сопряжение прямолинейной части контура с прямой вершин или с прямой впадин окружностью радиусом f = 0.4·m. Симметрично относительно вертикали (линия симметрии впадин) строим профиль второго зуба исходного производящего контура прямолинейный участок которого перпендикулярен к другой возможной линии зацепления: РK. Расстояние между одноименными профилями зубьев исходного контура равно шагу мм.
Выбраны коэффициенты смещения и удовлетворяющие требованиям эвольвентного зубчатого зацепления:
Рассчитано эвольвентное зубчатое зацепление.
Выбран масштаб построено эвольвентное зубчатое зацепление и графически проверен коэффициент торцевого перекрытия погрешность построения которого составляет
В выбранном масштабе построено станочное зацепление.

Редуктор.cdw

мой 4 лист.docx

Лист 4: Силовой расчет основного механизма
Освоение методов силового расчета механизма
Наименование параметра
Момент инерции шатуна относительно оси проходящей через его центр тяжести
Угловая координата кривошипа для силового расчета
Угловая скорость вращения кривошипа
Движущая сила действующая на 1й цилиндр (положение 1)
Движущая сила действующая на 2й цилиндр (положение 1)
3. Постановка задачи
Построить механизм в заданном положении в масштабе
Построить план скоростей и план ускорений
Определить реакции в кинематических парах и недостающую нагрузку Мс
Выполнить проверку методом Жуковского
4. Построение механизма в заданном положении
5. Построение плана скоростей и ускорений
Угловая скорость (пункт 4.11.)
зная находим VА по формуле
Расчет для левого цилиндра VB = VA + VBA
= = 41.13 (направление против часовой стрелки).
При помощи метода подобия определяем
as2 = ab = 52.63 · 0.305 = 16.05 мм
Расчет для правого цилиндра в положении 1
= = 24.14 (направление против часовой стрелки).
as4 = aс = · 0.305 = 9.42 мм
Угловое ускорение в каждом положении считаем по формуле
гдеугол между касательной проведенной к кривой Jпр(1) в исследуемом положении и положительным направлением оси x
значения ординат возьмем из таблицы 4.6. (пункт 4.11.)
Расчет для положения 1:
77474 радс2 (направлено по часовой стрелке).
Точка А принимает участие во вращательном движении значит её ускорение определяется как:
мс2 ( направлено по часовой стрелке);
Т.к. мм то масштаб плана ускорений:
Точка С лежит на звене 4которое принимает участие в плоском движении.
При плоском движении ускорение точки вычисляется как:
где – переносное ускорение точки мс2;
- относительное ускорение точки мс2.
Тогда ускорение точки С равно:
Где - относительное ускорение точки С при её вращении относительно полюса А м с2;
Точка С совершает поступательное движение. Т.к. то . Поскольку точки и С совпадают то .
Точка лежит на звене 4 которое совершает плоское движение значит ускорение точки равно:
Согласно правилу пропорционального деления:
Ускорение точки В лежащей на звене 2 которое принимает участие в плоском движении равно:
Точка B совершает поступательное движение. Т.к. то . Поскольку точки и B совпадают то .
Точка лежит на звене 2 которое совершает плоское движение значит ускорение точки равно:
Определим угловое ускорение звена 2:
радс2 (направлено по часовой стрелке);
Определим угловое ускорение звена 4:
радс2 (направлено против часовой стрелки).
6. Определение сил инерции Фi и моментов от сил инерции
Главные векторы сил инерции группы звеньев 23:
= 388 = 9321312 Н (противоположно ;
= 362 = 8544648 Н (противоположно ;
Главный момент сил инерции звена 2:
Главные векторы сил инерции группы звеньев 45:
= = 3459408 Н (противоположно ;
= = 6683244 Н (противоположно ;
Главный момент сил инерции звена 4:
7. Силовой расчет. Определение реакций в кинематических парах и недостающей нагрузки Мс
Разобьем механизм на структурные группы Ассура.
В качестве первичного механизма выделим кривошип 1 и стойку 0.
Выделим структурную группу состоящую из звеньев 23 и группу состоящую из звеньев 45.
Составим и решим уравнения кинетостатики для звеньев двигателя.
Составим уравнение моментов для звеньев 2 и 2 относительно точки А:
МА= hs3+hs3+F30(h30+h)+hs2G2h2 G3h3=0
где силы тяжести звеньев: G2=362 Н; G3=388 Н;
где =557364 Н (из Таблицы 5.1);
Для определения реакции F30 составим уравнение моментов для звеньев 2 и 3 относительно точки А:
Масштаб схемы звеньев 23: ;
плечи соответствующих сил: ;
Т.к. неизвестна точка приложения реакции F30 то неизвестно плечо h30.
Для определения точки приложения реакции F30 рассмотрим равновесие звена 3: МS3=F30h=0 откуда h=0.
Таким образом сила F30 приложена в середине ползуна и направлена перпендикулярно его поверхности.
Тогда h30 = = 0253 м.
Согласно уравнению +ФS3+F30+ФS2+F21=0 по плану сил звеньев 23
(при построении плана сил пренебрегаем силами тяжести G2G3 в связи с их малостью по сравнению с остальными силами действующими на звенья 23)
с масштабом определим реакцию действующую со стороны первого звена на звено 2:
Для звена 3 запишем уравнение: +ФS3+F30+G3+F32=0
Согласно которому построим план сил для нахождения реакции F32 действующей со стороны шатуна 2 на ползун 3.
Масштаб плана сил для звена 3: ммН.
Составим уравнение моментов для звеньев 4 и 5 относительно точки К:
МК= –hs5+hs5+F50(h50+h)+hs4 – G4h4 – G5h5 –=0
где силы тяжести звеньев: G4=362 Н; G5=388 Н;
Запишем уравнение для группы звеньев 45:
где =69909 Н (из Таблицы 5.1);
Масштаб схемы звеньев 45: ;
Т.к. неизвестна точка приложения реакции F50 то неизвестно плечо h50.
Для определения точки приложения реакции F50 рассмотрим равновесие звена 5:
МS5=F50h=0 откуда h=0.
Т.о. сила F50 приложена в середине ползуна и направлена перпендикулярно его поверхности.
Тогда h50 = = 0249 м.
Определим реакцию F50
Согласно уравнению +ФS5+F50+ФS4+F41=0 по плану сил звеньев 45
(при построении плана сил пренебрегаем силами тяжести G4G5 в связи с их малостью по сравнению с остальными силами действующими на звенья 45)
с масштабом определим реакцию действующую со стороны звена 1 на звено 4:
Для звена 5 запишем уравнение:
согласно которому построим план сил для нахождения реакции F54 действующей со стороны шатуна 4 на ползун 5.
Масштаб плана сил для звена 3: ммН.
Запишем уравнение моментов для звена 1 относительно точки О:
М0= F14h14 – F12h12 + – Мс=0
В котором главный момент сил инерции звена 1:
где приведенный момент инерции первой группы звеньев кгм2 (п.4.11)
Масштаб схемы звена 1: ;
Плечи соответствующих реакций:
Запишем уравнение для звена 1:
Для определения реакции F10 действующей на кривошип 1 со стороны стойки 0 построим план сил для звена 1 с масштабом:
Из плана сил определим значение реакции F10:
Определим внешний момент Мс:
М0= F14h14 – F12h12 + – Мс = 0
8. Сравнение с динамическим расчетом
Отклонения в числовых значениях полученных при выполнении третьего и четвертого листов проекта оцениваются относительной погрешностью вычисления по формуле:
где =526 Нм – момент сопротивления первой группы звеньев полученный на третьем листе курсового проекта.
Построен механизм в 1 положении в масштабе.
Построены план скоростей и план ускорений.
Определены реакции в кинематических парах и недостающая нагрузка Мс = 658.96 Нм с погрешностью вычисления.

Зацепление.frw

Мой курсач.cdw

Курсовой проект по ТММ
Прямая граничных точек
Станочно-начальная прямая