• RU
  • icon На проверке: 17
Меню

Анализ механизма качающегося конвейера

  • Добавлен: 03.01.2022
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 2
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект по ТММ на тему Анализ механизма качающегося конвейера. В состав проекта входит: кинематический анализ механизма, синтез зубчатого механизма а также синтез кулачкового механизма. 

Состав проекта

icon Записка.doc
icon Записка.pdf
icon Чертеж_4.cdw
icon Чертеж_3.cdw
icon Чертеж_1.cdw

Дополнительная информация

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

1 ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

2 КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Структурный анализ

2.2 Построения планов положений механизма

2.3 Построение планов скоростей

2.4 Построение плана ускорений

3 СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

4 СИНТЕЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ

4.1 Геометрический расчет передачи

4.2 Построение профилей зубьев колес

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

Аннотация

Анализ и синтез плоского механизма, синтез зубчатого зацепления, динамический синтез кулачкового механизма: Курсовая работа по теории механизмов и машин. − Челябинск: ФГАОУ ВО «ЮУрГУ» (НИУ), ИОДО, 2018, 29 с., библиогр. список – 4 наим., 3 листа чертежей ф.А1.

Курсовая работа содержит 29 страниц машинописного текста, 3 табл., 5 илл. Состоит из трех разделов.

В первом разделе приводится структурный и кинематический анализ механизма.

Во втором разделе проведён динамический синтез кулачкового механизма. Спроектирован профиль кулачка, который удовлетворяет заданному закону движения коромысла. Определены все необходимые геометрические параметры.

В третьем разделе спроектирована цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с числами зубьев Z1 = 12, Z2 = 36, модулем m = 8.

Введение

Целью данной курсовой работы является проектирование и исследование механизма качающегося конвейера.

Механизмом называется искусственно созданная система тел, предназначенная для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемые движения других тел. Кинематической парой называется соединение двух соприкасающихся звеньев, допускающее их относительное движение. Кинематической цепью называется связанная система звеньев, образующих между собою кинематические пары. Простой кинематической цепью называется цепь, у которой каждое звено входит не более чем в две кинематические пары. Сложной кинематической цепью называется цепь, у которой имеется хотя бы одно звено, входящее более чем в две кинематические пары. Замкнутой кинематической цепью называется цепь, каждое звено которой входит по крайней мере в две кинематические пары. Незамкнутой кинематической цепью называется цепь, у которой есть звенья, входящие только в одну кинематическую пару. Машинным агрегатом называется устройство, состоящее из машиныдвигателя, рабочей машины и передаточного механизма. Машиной-двигателем называется такая машина, в которой тот или иной вид энергии преобразуется в механическую работу на ее выходном звене. Рабочей машиной называется такая машина, которой механическая работа, передающаяся на ее входное звено от двигателя, преобразуется ее рабочим органом в работу, необходимую для совершения технологического процесса, на который рассчитана машина. Передаточный механизм служит для преобразования момента, снимаемого с выходного звена двигателя, в момент на входном звене рабочей машины (как правило, это преобразование идет в сторону увеличения момента на входном звене рабочей машины). Приведенный момент (сила), который стремится ускорить движение ведущего звена, называется движущим моментом, а приведенный момент (сила), который стремится замедлить движение ведущего звена, называется моментом сопротивления.

Заключение

В процессе курсового проектирования был проведён структурный и

кинематический анализ механизма результате которого были определены линейные и угловые скорости в 12ти положениях механизма и ускорения точек и звеньев механизма для контрольного положения путем построения планов скоростей и плана ускорений.

Спроектирована цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с числами зубьев Z1 = 12, Z2 = 36, модулем m = 8мм. Выполнен чертеж зацепления.

Проведён динамический синтез кулачкового механизма. Спроектирован профиль кулачка, который удовлетворяет заданному закону движения коромысла. Определены все необходимые геометрические параметры. Выполнен чертёж кулачкового механизма.

Контент чертежей

icon Записка.pdf

Ефименко И.В. Анализ и синтез
динамический синтез кулачкового
механизма: Курсовая работа по
теории механизмов и машин.
Челябинск: ФГАОУ ВО «ЮУрГУ»
(НИУ) ИОДО 2018 29 с. библиогр.
список – 4 наим. 3 листа чертежей
Курсовая работа содержит 29 страниц машинописного текста 3 табл. 5
илл. Состоит из трех разделов.
В первом разделе приводится структурный и кинематический анализ
Во втором разделе проведён динамический синтез кулачкового механизма.
Спроектирован профиль кулачка который удовлетворяет заданному закону
движения коромысла. Определены все необходимые геометрические
В третьем разделе спроектирована цилиндрическая эвольвентная зубчатая
передача с числами зубьев Z1 = 12 Z2 = 36 модулем m = 8.
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ 5
КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА 8
1 СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ 8
2 ПОСТРОЕНИЯ ПЛАНОВ ПОЛОЖЕНИЙ МЕХАНИЗМА 12
3 ПОСТРОЕНИЕ ПЛАНОВ СКОРОСТЕЙ 13
4 ПОСТРОЕНИЕ ПЛАНА УСКОРЕНИЙ 17
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА 21
СИНТЕЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ 24
1 ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ 24
2 ПОСТРОЕНИЕ ПРОФИЛЕЙ ЗУБЬЕВ КОЛЕС 27
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 29
Целью данной курсовой работы является проектирование и исследование
механизма качающегося конвейера.
предназначенная для преобразования движения одного или нескольких тел в
соединение двух соприкасающихся звеньев допускающее их относительное
движение. Кинематической цепью называется связанная система звеньев
образующих между собою кинематические пары. Простой кинематической
цепью называется цепь у которой каждое звено входит не более чем в две
кинематические пары. Сложной кинематической цепью называется цепь у
которой имеется хотя бы одно звено входящее более чем в две
кинематические пары. Замкнутой кинематической цепью называется цепь
каждое звено которой входит по крайней мере в две кинематические пары.
Незамкнутой кинематической цепью называется цепь у которой есть звенья
входящие только в одну кинематическую пару. Машинным агрегатом
называется устройство состоящее из машины-двигателя рабочей машины и
передаточного механизма. Машиной-двигателем называется такая машина в
которой тот или иной вид энергии преобразуется в механическую работу на
ее выходном звене. Рабочей машиной называется такая машина которой
механическая работа передающаяся на ее входное звено от двигателя
преобразуется ее рабочим органом в работу необходимую для совершения
технологического процесса на который рассчитана машина. Передаточный
механизм служит для преобразования момента снимаемого с выходного
звена двигателя в момент на входном звене рабочей машины (как правило
это преобразование идет в сторону увеличения момента на входном звене
рабочей машины). Приведенный момент (сила) который стремится ускорить
движение ведущего звена называется движущим моментом а приведенный
момент (сила) который стремится замедлить движение ведущего звена
называется моментом сопротивления.
Задание на курсовой проект
Рисунок 1.1 – Механизм качающегося конвейера
а – рычажный механизм перемещения транспортирующего желоба; б –
планетарная и простая ступени редуктора; в – кулачковый механизм подачи
материала на конвейер; г – закон изменения аналога ускорения коромысла
кулачкового механизма
Продолжение таблицы 1.1
Кинематическое исследование рычажного механизма
1 Структурный анализ
Исследуемый механизм структурная схема которого приведена на рис. 2.1
служит для преобразования вращательного движения кривошипа 1 (входное
звено) в поступательное движение ползуна 5 (выходное звено).
Рисунок 2.1 –Структурная схема механизма
Определяем степень подвижности механизма по формуле:
де р5 – число кинематических пар V класса;
р4 – число кинематических пар IV класса;
n – число подвижных звеньев.
Так как W=1 то у механизма одно входное звено.
Механизм состоит из 5 подвижных звеньев:
О1(0-1) -кинематическая пара пятого класса вращающееся низшая;
А(1-2)- кинематическая пара пятого класса вращающееся низшая;
В(2-3) - кинематическая пара пятого класса вращающееся низшая;
С(3-0) - кинематическая пара пятого класса вращающееся низшая;
В(4-3) - кинематическая пара пятого класса вращающееся низшая;
D(5-4) - кинематическая пара пятого класса вращающееся низшая;
D0(5-0) - кинематическая пара пятого класса поступательная низшая.
Механизм образован присоединением к стояку О кривошипа который
образует с ним вращательную пару (т.А). Кривошип 2 делает вращательное
движение вокруг неподвижного стояка. Шатун 2 совершает сложное
плоскопараллельное движение и присоединен к кривошипу 1 (т.A).
Коромысло 3 присоединено к шатуну 2 образуя с ним вращательную
кинематическую пару (т.B). Коромысло 3 осуществляет колебательное
движение вокруг неподвижного стояка (т.С).
К коромыслу 3 присоединен шатун 4 образуя с ним кинематическую пару
(т.B). К шатуну 4 присоединен ползун 5 образуя вращательную кинематическую
пару (точка D). Ползун 5 двигаясь вдоль направляющей образуя с ней
поступательную кинематическую пару (т. D0).
Разбиваем рассматриваемую схему на группы звеньев начиная с выходного
Раскладываем механизм на группы Асура
Рисунок 2.2 – Структурная группа 4-5
Данная группа состоит:
– из двух подвижных звеньев (шатун 4 и ползун 5) т.е. n 2 ;
– трёх кинематических пар (вращательная 4 -5 вращательная 0 –5
поступательная 5 – 0) т.е. p5 3 .
Подставив найденные значения коэффициентов в формулу Чебышева
W 3 n 2 p5 p4 3 2 2 3 0 0
Равенство нулю подвижности группы доказывает что рассматриваемая
группа звеньев 4 – 5 является структурной группой.
Данная группа является:
– группой второго класса так как состоит из двух подвижных звеньев;
– группой второго порядка так как имеется два свободных поводка;
– группой второго вида так как состоит из двух вращательных
кинематических пар и одной поступательно(ВВП).
Данная группа II класса и 2-го вида
Рисунок 2.3 – Структурная группа 2-3
– из двух подвижных звеньев (шатун 2 и коромысло 3) т.е. n 2 ;
– двух свободных поводков (кривошип 1 и стойка 0);
– трёх кинематических пар (вращательная 2 – 3 вращательная 1 – 3
вращательная 3 – 0) т.е. p5 3 .
группа звеньев 2 – 3 является структурной группой.
– группой первого вида так как состоит из трёх вращательных
кинематических пар (ВВВ).
Данная группа II класса и 1-го вида
Рисунок 2.4 – Начальный механизм
– из одного подвижного звена (кривошип 1) и шарнирно-неподвижной
опоры (стойка 0) т.е. n 1 ;
– одной кинематической пары (вращательная 0 – 1) т.е. p5 1 .
W 3 n 2 p5 p4 3 1 2 1 0 1
Подвижность исследуемой группы получилась больше нуля
следовательно она не является структурной группой а представляет собой
первичный (элементарный) механизм с подвижностью равной единице.
Из проведенного анализа следует что структурная схема механизма
состоит из двух структурных групп звеньев и одного первичного механизма.
Так как класс механизмов определяется классом наиболее сложной
структурной группы то рассматриваемый рычажный механизм является
механизмом 2-го класса с подвижностью равной единице.
2 Построения планов положений механизма
метрический синтез механизма с помощью графоаналитического метода т. е.
определяют возможные угловые положения звеньев на плоскости или в
пространстве. Результатом выполнения метрического синтеза является
построенная кинематическая схема механизма и план положений механизма.
Для построения принимаем масштабный коэффициент длины l=0005ммм.
Построение выполняем на первом чертеже формата А1.
Далее переводят все геометрические линейные размеры в масштабный
коэффициент длин и получают величины отрезков изображающие заданные
геометрические параметры в составе соответствующей кинематической
Используя полученные величины отрезков геометрических параметров
механизма методом засечек строят его кинематическую схему.
Для этого на плоскости произвольно выбираем точку О1 (центр
вращения кривошипа). Относительно её находим расположение точки С
(центр вращения коромысла). Из точки O проводим окружность радиусом
OA и строим контрольное положение под углом 3000 и получаем точку А1.
С точки А1 окружность ОА разбиваем на 12 частей в сторону угловой
скорости и получаем положение точек А. С точек А делаем зачески на дуге
СВ радиусами АВ и получаем положения точек В.
С точек В радиусом DB делаем засечки на направляющей движения
ползуна и получаем положения точек B.
3 Построение планов скоростей
Построение плана скоростей для заданного положения механизма
позволяет решить одну из задач кинематического анализа а в частности
определить величины и направления линейных относительных и угловых
скоростей характерных точек и звеньев механизма
Для заданного положения механизма построим план скоростей который
представляет собой пучок векторов выполненный в определенном
масштабном коэффициенте скоростей лучи которых изображают вектора
линейных скоростей характерных точек механизма а отрезки соединяющие
вершины этих векторов соответствуют векторам относительных скоростей
звеньев. При этом построение плана основано на последовательном
графическом решении векторных уравнений.
Рассмотрим положение 1.
Так как угловая скорость ведущего звена постоянна ( 1 const ) то по
заданной частоте вращения кривошипа определяем её величину:
Зная величину 1 определяем модуль скорости точки A:
VA l AO 1 012 523 063 м с.
Масштабный коэффициент плана скоростей
последовательно решая которые построим план скоростей.
Вектор скорости точки А представляет собой геометрическую сумму
векторов скорости точки O1 и скорости относительного вращательного
движения точки A вокруг точки O1 :
Точка O1 в схеме механизма является неподвижной следовательно
модуль её скорости равен нулю ( VO 0 ). Вектор скорости V A направлен
перпендикулярно оси кривошипа а линия действия совпадает с
направлением вращения ведущего звена.
Точка B принадлежит двум звеньям шатуну 2 и коромыслу 3 по этому
для неё запишем два векторных уравнения.
Вектор скорости точки B принадлежащей шатуну 2 представляет собой
геометрическую сумму векторов скорости точки A и скорости
относительного вращательного движения точки B вокруг точки A.
Для коромысла вектор скорости точки B представляет собой
геометрическую сумму векторов скорости точки С и скорости
относительного вращательного движения точки B вокруг точки С.
Анализируя схему механизма видно что точка С в схеме механизма
является неподвижной следовательно как и для точки O модуль её скорости
будет равен нулю ( VС 0 ). Направление действия векторов VBA и VBС будет
перпендикулярно осям соответствующих звеньев.
Совместное графическое решение векторных уравнений для точки B
позволит определить модуль и направление действия вектора скорости
рассматриваемой точки.
Решим систему графически и определим скорости. Для этого из точки a
проводим прямую которая будет перпендикулярна положению шатуна AB.
С полюса проводим прямую перпендикулярную к коромыслу BС. В месте
пересечения получаем положение точки b.
VB ( pvb) v 166 0009 015 м с;
VBA (ab) v 758 0009 068 м с.
Вектор скорости точки D принадлежащей шатуну 4 представляет собой
геометрическую сумму векторов скорости точки D и скорости
относительного вращательного движения точки D вокруг точки B.
С другой стороны вектор скорости точки D являет собой
геометрическую сумму векторов скорости точки D0 – точки которая
принадлежит направляющей и скорость которой равна 0 а также скорости
относительного движения точки D относительно точки D0.
Система уравнений примет вид
Решаем систему графически. Для этого из точки b проводим прямую
перпендикулярную звену DB а с полюса прямую параллельно движению
ползуна. В месте пересечения получаем точку d.
VD ( pv d ) v 94 0009 008 м с;
VDB (bd ) v 121 0009 011м с.
Положения центров масс находятся на середине соответствующих звеньев и
поэтому вектора скоростей центров масс находятся на середине их векторов.
Скорости центров масс равны
VS2 ( pv s2 ) v 34 0009 031м с.
VS3 ( pv s3 ) v 83 0009 007 м c.
VS4 ( pv s4 ) v 12 0009 011м с.
Определив значения относительных скоростей звеньев находим
величины их угловых скоростей:
– угловая скорость шатуна AB
– угловая скорость коромысла СB
– угловая скорость шатуна BD
Для остальных положений механизма проводим аналогичное построение и
результаты построений заносим в таблицы 2.1 и 2.2.
Таблица 2.1 – Длины векторов скоростей звеньев механизма в 12-ти
Векторы скоростей мм
Таблица 2.2 – Скорости в 12-ти положениях механизма
4 Построение плана ускорений
Вектор ускорения точки А представляет собой геометрическую сумму
векторов ускорения точки О1 и ускорения относительного вращательного
движения точки А вокруг точки О1 который в свою очередь раскладывается
на сумму векторов нормального и тангенциального ускорений:
Точка О1 в схеме механизма является неподвижной следовательно
модуль её ускорения равен нулю ( aO 0 ).
Нормальное ускорение равно
l AO1 5232 012 328 м с 2
Масштабный коэффициент плана ускорений равен
где paa – произвольно выбранный отрезок изображающий на плане
ускорений модуль вектора нормального ускорения a AO
На произвольном месте ставим точку pa – полюс. Так как точки О и C
являются неподвижными то на плане ускорений они будут совпадать с
полюсом плана. Далее из точки pa проводим линию параллельную
кривошипу АО1 в сторону центра его вращения (от точки А к точке О1 на
плане положения) и откладываем на ней расстояние paa ставим точку a.
У звеньев совершающих вращательные движения кроме нормальных
ускорений in (центростремительных) присутствуют и тангенциальные i
(касательные). При этом вектор in всегда направлен вдоль оси звена к
центру его вращения а вектор i направлен перпендикулярно оси звена (по
касательной к окружности вращения).
Далее записываем векторные уравнения распределения линейных и
относительных ускорений для характерных точек механизма по которым в
дальнейшем построим план.
Вектор ускорения точки В принадлежащей шатуну 2 представляет
собой геометрическую сумму векторов ускорения точки А и векторов
нормального и тангенциального ускорений относительного вращательного
движения точки В вокруг точки А .
Для коромысла вектор ускорения точки В представляет собой
геометрическую сумму векторов ускорения точки C и векторов нормального
и тангенциального ускорений относительного вращательного движения
точки В вокруг точки C.
Векторное уравнение примет вид:
Точка C в схеме механизма является неподвижной следовательно как и
для точки A модуль её ускорения будет равен нулю ( aC 0 ).
Определим величину нормальных ускорений
lBC 0392 038 006 м с 2 .
Теперь переводим величины
миллиметры с помощью :
Решаем систему графически.
Из полученной точки а проводим линию параллельную шатуну BА в
сторону центра его вращения (от точки В к точке А на плане положения) и
откладываем на ней расстояние bn2 ( a BA
вектор нормального ускорения
шатуна). Далее из точки n2 проводим линию перпендикулярную звену BА
(линия на которой лежит вектор тангенциального ускорения a BA
точки pa проводим линию параллельную коромыслу BC в сторону его
вращения (от точки B к точке C на плане положения) и откладываем на ней
расстояние pa n3 ( a BC
вектор нормального ускорения шатуна). Из
полученной точки n3 строим линию перпендикулярную оси коромысла
(линия на которой лежит вектор тангенциального ускорения a BC ).
Пересечения построенных перпендикуляров определит положение точки c на
плане ускорений а так же модули и направления векторов a BA
aB ( pab) a 1537 0016 246 м с 2 ;
aBA (ba ) a 703 0016 112 м с 2 .
Вектор ускорения точки D принадлежащей шатуну 4 представляет
собой геометрическую сумму векторов ускорения точки B и векторов
движения точки D вокруг точки B .
Для ползуна вектор ускорения точки
геометрическую сумму векторов ускорения
кориолюсового и релятивного ускорения
D представляет собой
ползуна относительно
Ускорение точки D0=0 так как направляющая неподвижна.
так как пара поступательная то угловая скорость звена 5
Определяем величину нормального ускорения
lDB 0072 15 001м с2 .
Теперь переводим величину
Из полученной точки b проводим линию параллельную шатуну BD в
сторону центра его вращения (от точки D к точке B на плане положения) и
откладываем на ней расстояние bn4 ( a DB
шатуна). Далее из точки n4 проводим линию перпендикулярную звену DB
(линия на которой лежит вектор тангенциального ускорения a DB
точки pa проводим линию параллельную движению ползуна 5.
Пересечения построенных прямых определит положение точки e на плане
ускорений а так же модуль и направление вектора a DB
aD ( pa d ) a 904 0016 145 м с 2 ;
aDB (db) a 1094 0016 175 м с 2 .
Определяем тангенциальные ускорения:
n2b a 282 0016 045 м с 2 ;
n3b a 1536 0016 246 м с 2 ;
n4b a 1094 0016 175 м c 2 .
Определив значения линейных и относительных ускорений характерных
точек находим величины угловых ускорений звеньев:
– угловое ускорение шатуна
– угловое ускорение коромысла
Положения центров масс находятся на середине соответствующих
звеньев и поэтому вектора ускорений центров масс находятся на середине их
Ускорения центров масс соответственно равны
aS 2 pa s2 a 1772 0016 284 м с 2 .
aS 3 pa s3 a 768 0016 123 м с 2 .
aS 4 pa s4 a 1136 0016 185 м с 2 .
Синтез кулачкового механизма
Проектирование кулачкового механизма начинаем с построения
кинематических диаграмм аналогов ускорения и скорости а также
Построение выполняем на втором чертеже формата А1.
По данным для проектирования строим диаграмму изменения аналогов
По оси абсцисс откладываем рабочий угол профиля ведущего звена
кулачка. Принимаем отрезок l изображающий рабочий угол профиля
кулачка равным 288 мм.
Построив заданную диаграмму аналога ускорений толкателя в
зависимости от угла поворота кулачка d 2 2 d12 (1 ) и графически
проинтегрировав ее получим диаграмму аналога скорости толкателя в
зависимости от угла поворота кулачка d 2 d1 (1 ) .
Углы подъема и спуска диаграммы d 2 2 d12 (1 ) разбиваем по оси
на 8 участков (0-1; 1-2; 2-3; и т. д.). Выбираем на оси абсцисс слева от
начала координат на произвольном расстоянии На (40 мм) точку р. Соединим
эту точку с точками 1" 2" 3" и т.д. ступенчатой диаграммы лежащими на оси
ординат получим лучи р - 1" р - 2"; р - 3"; и т.д.
Под диаграммой d 2 2 d12 (1 ) проводим оси координат диаграммы
d 2 d1 f (1 ) и разбиваем ось на участки равные соответствующим
участкам диаграммы d 2 2 d12 (1 ) . Далее на участке 0-1 проводим из
начала координат отрезок 0-1’ параллельный лучу р-1" из полученной точки
’ на участке 1-2 проводим отрезок 1’-2' параллельный р - 2"; из точки 2'
проводим отрезок 2’-3’ параллельный лучу р - 3" и т.д. Полученная ломаная
линия представляет собой диаграмму d 2 d1 (1 ) (аналога скорости
толкателя в функции угла поворота кулачка). Затем еще раз графически
интегрируем выбрав полюсное расстояние H V =40мм. Полученная кривая
зависимость перемещения толкателя от угла поворота кулачка ( 2 f (1 )) .
где угол качания в град;
отрезок изображающий рабочий угол на диаграмме в мм;
НV полюсное расстояние.
где Нa полюсное расстояние в мм.
При определении минимального радиуса профиля кулачка необходимо
построить диаграмму зависимости (d 2 d1 ) . По оси ординат в
масштабе l отложим от начала координат перемещения толкателя согласно
построенному графику 2 f (1 ) . Через полученные точки 0 1 2 и т. д.
проводим прямые параллельные оси абсцисс. На этих прямых отложим
отрезки равные b2 i
фазы опускания в обратную т. е. если направление вращения кулачка по
часовой стрелке то значения аналога скорости соответствующее углу
подъема откладывается вправо.
Соединяем плавной кривой концы этих отрезков и получаем кривую
f (d 2 d1 ) . Проводим под углом давления к построенной кривой
прямые с каждой точки под допустимым углом давления.
При построении профиля кулачка применяем метод обращения
движения (инверсии). Этот метод состоит в следующем: мысленно придаем
всему механизму вращение вокруг центра вращения кулачка с угловой
скоростью (кул) равной но противоположно направленной действительной
скорости кулачка. Тогда угловая скорость кулачка становится равной
кул + (кул) = 0 т.е. кулачок в обращенном движении становится
неподвижным. Толкатель если он в действительном движении перемещался
поступательно то в обращенном движении помимо своего абсолютного
движения приобретает вместе со своими неподвижными направляющими
добавочное движение вращение вокруг оси А кулачка с угловой скоростью
равной (кул). При этом относительное расположение толкателя и кулачка
Профилирование нецентрального кулачка ведем в следующей
– из произвольного центра проводятся в масштабе окружности с
– из произвольной точки на окружности r0 в направлении -1
откладывается рабочий угол φраб угол φраб делится на n интервалов (в
соответствии с предварительной разбивкой);
– из каждой точки деления касательно к окружности радиусом l0
проводятся прямые (направление перемещения толкателя в данном
положении механизма);
– полученные точки соединяются плавной кривой образуя центровой
– проводятся из произвольных точек выбранных равномерно по
центровому профилю кулачка дуги окружностей радиуса rр;
– конструктивный профиль кулачка получаем как огибающую к
множеству положений ролика толкателя.
Во избежание самопересечения практического профиля кулачка радиус
ролика должен быть меньше половины минимального теоретического
радиуса кулачка r0 из конструктивных соображений rр 04:
Для построения рабочего профиля необходимо выбрать радиус ролика из
условия rP 0.4 R0 . Тогда получаем
rP 04 92 368 мм. Принимаем
Когда определенный радиус ролика строим рабочий профиль кулачка как
равноудаленную кривую от теоретического профиля кулачка.
Синтез зубчатых механизмов
1 Геометрический расчет передачи
Расчет передачи выполним в программе MATHCAD. Коэффициенты
смещения выбираем из таблиц Кудрявцева.
2 Построение профилей зубьев колес
Для построения принимаем масштабный коэффициент длины l=00004ммм.
Построение выполняем на третьем чертеже формата А1.
Откладываем в масштабе l=0.0004ммм межосевое расстояние ОaОb
С точек ОaОb проводим начальные делительные окружности окружности
вершин и впадин. Через точку П – точку касания начальных окружностей
проводим общую касательную и через эту же точку проводим прямую под
углом w=260560 до общей касательной и вычерчиваем линию зацепления.
С точек Оa и Оb на линию зацепления опускаем перпендикуляр (положение
точек Na и Nb – пересечения перпендикуляров с линией зацепления находим
вначале определив отрезки ПNa Oa П sin w 12552 sin 260560 55134 мм.
та ПNb Ob П sin w 37456 sin 260560 16452 мм. ).
Радиусами ОaNa и ObNb с точек Оa и Оb проводим основные окружности.
Строим эвольвентный профиль зуба. Для этого отрезок ПN делим на четыре
равных части. Полученные точки помечаем 123. Из точки 3 дугой ПЗ делаем
засечку к пересечению с основной окружностью. Найденная точка М0исходная точка эвольвенты. Дугу NbМ0 делим на четыре ровных части. Такие
же части откладываем и по вторую сторону от точки 1’2’3’5’6’. Через эти
точки проводим касательные к основному кругу и откладываем по них от точек
’.2’.3’ и так далее соответственно отрезки 23 и так далее
Кривая которая проходит через концы построенных отрезков является
эвольвентным профилем зуба второго колеса. Дальше через исходную точку М0
эвольвенты проводим радиальную прямую к пересечению с окружностью
западин и в месте пересечения радиальную прямую спрягаем с окружностью
западин радиусом 04m. Эта построенная часть профиля зуба является
переходной кривой а вместе с эвольвентой кривой зуба вплоть до окружности
вершин называются профильной кривой зуба. Аналогично строим профильную
кривую зуба первого колеса.
На чертеже зубчатой передачи показываем радиусы окружностей
делительных начальных основных вершин и западин обоих колес радиальные
зазоры с*m в передачи воспринимаемое смещение уm угол зацепленияw
активную линию зацепления ab (выделяем ее полужирной линией ) активные
профили зубов (на чертеже они заштрихованы). На конец показываем угол
торцевого перекрытия b2 и угловой шаг b.
В процессе курсового проектирования был проведён структурный и
кинематический анализ механизма результате которого были определены
линейные и угловые скорости в 12-ти положениях механизма и ускорения
точек и звеньев механизма для контрольного положения путем построения
планов скоростей и плана ускорений.
Спроектирована цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача с
числами зубьев Z1 = 12 Z2 = 36 модулем m = 8мм. Выполнен чертеж
параметры. Выполнен чертёж кулачкового механизма.
Список использованных источников
К.В. Фролов С.А. Попов А.К. Мусатов и др. Теория
механизмов и механика машин. - М.: Высш. шк. 2005.-496 с.
С.А. Попов Г.А. Тимофеев. Курсовое проектирование по
теории механизмов и механике машин. – М.: Высш. шк. 2002.
С.И. Марченко Е.П. Марченко Н.В.Логинова. Теория
механизмов и машин.- Ростов нД.; Феникс 2003.- 263 с.
Теория механизмов и машин изд.3 переработанное и
дополненное под ред. И.И.Артоболевский. Изд. «Наука»
главная редакция физико-математической литературы .

icon Чертеж_4.cdw

Чертеж_4.cdw
и построение профиля кулачка
Кинематические графики движения толкателя

icon Чертеж_3.cdw

Чертеж_3.cdw
Число зубьев первого колеса
Число зубьев второго колеса
Коэффициент торцевого
Картина эвольвентного зацепления

icon Чертеж_1.cdw

Чертеж_1.cdw
Структурная группа 4-5
Структурная группа 2-3
механизм 1 - го класса
Степень подвижности механизма
План положений механизма
up Наверх