Проектирование и изучение механизмов зубодолбежного станка

Схема привода исполнительного механизма.frw

Пример 1 (неготов, для Ирины).cdw

Диаграмма коэффициентов удельного
Кинематическая схема
планетарного механизма
Эвольвентное зубчатое зачепление
Карта линейных скоростей
План угловых скоростей и частот вращения

Чертеж Олега (пример 3, не моя работа, сырой).cdw

лист 2 Щичко.docx

3 ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
(лист 2 графической части роботы)
В данной работе необходимо выполнить синтез плоского кулачкового механизма с поступательно движущимся роликовым толкателем с силовым замыканием (рис.2.1).
– кулачок; 2 – ролик; 3 – пружина; 4 – толкатель
Рисунок 2.1 – Схема кулачкового механизма
Задача синтеза кулачкового механизма состоит в построении профиля кулачка обеспечивающего заданный закон движения толкателя.
1 Входные параметры синтеза
Входными параметрами синтеза кулачкового механизма являются:
-ход толкателя h=65 мм;
-минимальный угол передачи движения m
-дальнего выстояд=90°;
-приближения (возвращения) пр=100°;
-законы движения толкателя:
-на фазе удаления –параболический;
-на фазе приближения (возвращения) – синусоидальный;
-эксцентриситет e =0 мм;
-закон движения кулачка: к=const.
Поскольку полный рабочий цикл механизм совершает за один оборот кулачка определим угол ближнего выстоя:
Переведем фазовые углы в радианную меру. Для этого воспользуемся формулой:
2 Расчет и построение диаграмм движения толкателя
Для построения профиля кулачка необходимо иметь зависимость перемещения толкателя от угла поворота кулачка S=f().
Закон движения толкателя в задании представлен в виде зависимости аналога ускорения толкателя от угла поворота кулачка .
Для нахождения искомой зависимости S=f() необходимо дважды проинтегрировать функцию получив при этом промежуточную функцию аналога скорости Построим на втором листе проекта указанную зависимость и дважды графически проинтегрируем её предварительно рассчитав экстремальные значения аналогов скоростей и ускорений на фазах удаления и приближения.
на фазе приближения:
где h=85 мм – ход толкателя;
у пр – фазовые углы рад.
Используя полученные максимальные значения аналогов скоростей и ускорений вычерчиваем диаграммы движения толкателя (графики зависимостей S=f()) при следующих масштабных коэффициентах:
для аналогов ускорений
Определим длины отрезков оси абсцисс изображающих фазовые углы:
у=24400174= 140 мм;
пр=20900174= 120 мм;
где - отрезок соответствующий одному обороту кулачка.
L==140+60+120+40=360 мм.
3 Определение основных параметров механизма
Минимальный радиус-вектор центрового профиля кулачка определим из условия незаклинивания(i>min) кулачкового механизма как на рабочей фазе удаления так и на фазе приближения чтобы избежать заклинивания при возможном реверсе во время монтажа передачи. Используя диаграммы движения толкателя S=f() и исключив из них параметр строим для фаз удаления и возвращения график зависимости при масштабных коэффициентах 00015ммм
располагая ось S параллельно оси толкателя а ось перпендикулярно ей .При этом значения для фаз удаления и приближения откладываем в сторону вектора линейной скорости центра ролика на соответствующей фазе повёрнутого на 90 в сторону вращения кулачка. К обеим ветвям построенного графика соответствующим фазам удаления и приближения проводим касательные под углом min=62 к оси . Область расположенная ниже точки пересечения указанных лучей является областью возможных положений центра вращения кулачка для которых выполняется условие i>min. За центр вращения кулачка принимаем точку Ок в указанной области на продолжении осиS т. к. эксцентриситет e=0.
При этом искомый минимальный радиус-вектор центрового профиля кулачка:
r0=(r0)S=84000015= 0126 м = 126 мм.
4 Построение центрового профиля кулачка
Центровой профиль кулачка (траектория центра ролика в его движении относительно кулачка) строим методом обращения движения (инверсии) при l=00015ммм. Указанный метод заключается в том что всему механизму условно сообщается вращательное движение с угловой скоростью кулачка но противоположно направленной т. е. движение с обр =(–к). При этом кулачок останавливается а толкатель вместе со стойкой совершает вращательное переносное движение вокруг центра вращения кулачка с угловой скоростью(–к). Ролик при этом катится по неподвижному кулачку в результате чего толкатель кроме переносного вращательного движения вместе с опорой совершает ещё и относительное поступательное движение вдоль оси направляющей по закону S=f() как и при действительном движении механизма.
Для нахождения положений центра ролика в обращенном движении механизма производим следующие построения (см. стр. 37-38).
Проводим вертикальную линию y–y (ось толкателя). На этой линии выбираем центр вращения кулачка Ок (т. к. по заданию e =0). Проводим окружность минимального радиуса центрового профиля r0 которая в пересечении с вертикалью y–y дает точку B0 (начальное положение центра ролика). От этой точки на оси у-у откладываем точки Bi – положения конца толкателя. От прямой ОкВ0 в направлении противоположном вращению кулачка откладываем последовательно углы у д пр б. Углы уипр делим на такое же число равных частей как на графике S=f(). Через полученные точки деления из центра вращения кулачка Ок проводим радиальные i-тые лучи соответствующие положениям толкателя в обращенном движении а из точек деления на оси y–y – дуги концентрических окружностей радиусов ОкBi до пересечения с соответствующими i-тыми лучами и получаем точки Bi’. Соединив последовательно все полученные точки Bi’ плавной кривой получим центровой профиль кулачка который на фазах ближнего и дальнего выстоя представляет собой дуги окружностей радиусов r0 и rmах=(r0+h) соответственно.
5 Определение радиуса ролика и построение действительного профиля кулачка
Во избежание пересечения частей профиля кулачка радиус ролика должен быть меньше минимального радиуса кривизны центрового профиля кулачка min т. е.
С другой стороны из конструктивных соображений радиус ролика не рекомендуется брать больше половины минимального радиуса центрового профиля кулачка т. е.
Величину радиуса ролика следует выбрать меньшую.
Для нахождения min поступаем следующим образом: выбираем на выпуклой части центрового профиля кулачка точкуК в которой кривизна профиля кажется (на глаз) наибольшей а следовательно радиус кривизны – наименьшим. Затем вблизи точкиК на расстоянии 15 20 мм с обеих сторон от неё выбираем еще две точки К’ и К” которые соединяем хордами с точкой К.
Через середины полученных хорд проводим к ним перпендикуляры. Точка М пересечения перпендикуляров является центром окружности проходящей через все три выбранные точки а радиус этой окружности приближенно можно принять за min:
min=(МК)l=780002=0156 м=156 мм.
Таким образом радиус ролика лежит в пределах:
rp(04 05)r0=(04 05) 56=224 28мм.
Принимаем радиус ролика rp=21 мм=0021 м005м.
Тогда на чертеже (rp)=rрl=00210002= 105 мм.
Строим практический (действительный) профиль кулачка в виде кривой эквидистантной центровому профилю и отстоящей от него по общим нормалям на расстоянии равном радиусу ролика rp. Для этого проводим радиусом ролика rp как можно больше окружностей с центрами в точках центрового профиля. Внутренняя огибающая кривая семейства всех этих окружностей и даёт действительный профиль кулачка который на фазах ближнего и дальнего выстоя представляет собой дуги окружностей радиусовR0=(r0- rp) и Rmax=(R0+h) соответственно.

ЧертежКурсовойОлег (пример 2, не моя работа, сырая).cdw

Кинематическая схема
планетарного механизма
Эвольвентное зубчатое зацепление

лист1.docx

СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО ПЕРЕДАТОЧНОГО МЕХАНИЗМА
(лист 1 графической части проекта)
В данном курсовой работе зубчатый механизм состоит из планетарного механизма типа AI-2 и пары прямозубых цилиндрических колес внешнего зацепления (z5 z6) и служит для передачи вращательного момента от вала электродвигателя к валу кривошипа и получения заданной частоты вращения кривошипа.
Рисунок 2.1-Схема привода исполнительного механизма
1 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления
Исполняем синтез зубчатого зацепления парой эвольвентных цилиндрических прямозубых колес внешнего зацепления z5 и z6 (см лист 1 курсовой работы).
1.1 Исходные параметры синтеза выбор коэфициентов смещения
Для расчета геометрических параметров эвольвентного зацепления используем такие исходные параметры:
-число зубьев шестерни z5 =14;
-число зубьев колеса z6 = 16;
-модуль m5-6 = 7 мм;
-условия проэктирования 1=2 при =1.2;
-коэффициенты смещения шестерни х5 = 042;и колеса х6 = 044.
Значения коэфициентов смещения для шестерни и колеса выбираем с помощью блокирующего контура (рис 1.2) исходя из заданного условия получения максимально возможной износостойкости зубьев колеса и шестерни при значении коэфициента торцевого перекрытия a=1.2.
Рисунок 1.2 –Блокирующий контур
Допустим что для нарезания колес будет использован инструмент реечного типа с нормальным исходным контуром ГОСТ 13755-81
-угол профиля зубьев = 20 ;
-коэффициент высоты головки зуба = 1;
-коэффициент граничной высоты = 2;
-коэффициент радиального зазора с* = 025.
1.2 Расчет геометрических параметров качественных показателей зацепления с помощью ПЭВМ
Расчет параметров зубчатого зацепления выполнен с помощью ПЭВМ по приведенным ниже расчетным зависимостям [1].
где ; ; z = z5 + z6 .
Уравнение (1.1) решено относительно w методом последовательных приближений.
Межосевое расстояние зацепления:
(2.2) где - делительное межосевое расстояние.
Делительные диаметры колес:
Начальные диаметры колес:
Основные диаметры колес:
Диаметры впадин колес:
Диаметры вершин колес
где - коэффициент уравнительного смещения;
- коэффициент воспринимаемого смещения.
Окружной делительный шаг зубьев:
Окружной основной шаг зубьев:
Окружной начальный шаг зубьев:
Толщины зубьев по делительным окружностям:
Толщины зубьев по основным окружностям
Толщины зубьев по начальным окружностям:
Углы профилей зубьев колес в точке на окружности вершин:
Толщины зубьев по окружности вершин:
Радиусы кривизны активного профиля зубьев колеса в нижней точке:
Радиусы кривизны в граничных точках профилей зубьев колес:
Коэффициент торцового перекрытия:
Результаты машинного расчета приведены в табл.4.1. По ним составлена сводная таблица параметров зацепления (см.лист2 графической части проекта).
Коэффициенты удельного скольжения в контактных точках зубьев:
Определение значений 56 и 65 для положений контактной точки 1 9 на теоретической линии зацепления АВ при делении ее на 10 равных частей и нумерации начинающейся с 0 произведено с помощью ПЭВМ.
Результаты расчета см.в табл.1.1.
В точке 0: 56 = -; 65 = 1.
В точке 10: 56 = 1; 65 = -.
1.3 Проверочные расчеты
Для проверки правильности результатов полученых на ПЭВМ проведем такие расчеты.
Проверка межосевого растояния и начальных диаметров колес:
0.18 мм=110.18 мм-верно
Проверка диаметров окружностей вершин и окружностей впадин:
6.87 мм=216.87 мм=216.87 мм-верно.
Проверка начальных толщин зубов колес и начального окружного шага:
где =23.08 мм; (2.21)
63+11.43=23.08 мм-верно
Проверка выбора коэфициентов смещения;
Подрезание зубьев отсутствует при
мм >0 –подрезания нет
мм >0 –подрезания нет
Заострение зубьев отсутствует при . (222)
>21 мм –заострение отсутствует;
Заклинивание(интерференция зубьев) отсутствует при .
Исходя из правильности проверки делаем вывод про то что расчет зубчатой пары выполнен верно.
1.4 Построение картины зацепления и диаграмм коэффициентов удельного скольжения
По данным табл.1.1 на листе 1 графической части роботы в масштабе M4:1 ) строим картину эвольвентного зацепления изобразив по три зуба каждого из колес и диаграммы коэффициентов удельного скольжения 56 и 65 в прямоугольной (на линии параллельной теоретической линии зацепления АВ) и в круговой (на рабочих профилях зубьев) системах координат.
На построенную картину зацепления наносим:
) рабочую часть линии зацепления
) рабочие участки профилей зубьев;
) рабочие профили в момент начала и в момент конца зацепления;
) дуги зацепления по начальным окружностям;
) углы перекрытия и угловые шаги 5 6 ;
) линии зацепления n-n для обоих возможных направлений вращении колес.

П 2 лист 1 Ткач (печать).docx

2 СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО ПЕРЕДАТОЧНОГО МЕХАНИЗМА
(лист 1 графической части работы)
В данной курсовой работе зубчатый механизм состоит из планетарного механизма типа АА-2 и пары прямозубых цилиндрических колес внешнего зацепления (z5 z6) и служит для передачи вращательного момента от вала электродвигателя к валу кривошипа и получения заданной частоты вращения кривошипа.
Рисунок 2.1-Схема привода исполнительного механизма
1 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления
Выполняем синтез зубчатого зацепления парой эвольвентных цилиндрических прямозубых колес внешнего зацепления z5 и z6 .
1.1 Исходные параметры синтеза выбор коэффициентов смещения
Для расчета геометрических параметров эвольвентного зацепления используем такие исходные параметры:
-число зубьев шестерни z5 =14;
-число зубьев колеса z6 = 17;
-модуль m5-6 = 9 мм;
-условия проектирования 56=65 при =12;
-коэффициенты смещения шестерни х5 = 048 и колеса х6 = 045.
Значения коэффициентов смещения для шестерни и колеса выбираем с помощью блокирующего контура (рис 2.2) исходя из заданного условия получения максимально возможной износостойкости зубьев колеса и шестерни при значении коэффициента торцевого перекрытия =12.
Рисунок 2.2 –Блокирующий контур
Принимаем что для нарезания колес будет использован инструмент реечного типа с нормальным исходным контуром ГОСТ 13755-81 параметры которого:
-угол профиля зубьев = 20;
-коэффициент высоты головки зуба = 1;
-коэффициент граничной высоты = 2;
-коэффициент радиального зазора с* = 025.
1.2 Расчет геометрических параметров качественных показателей зацепления с помощью ПЭВМ
Расчет параметров зубчатого зацепления выполнен с помощью ПЭВМ по приведенным ниже расчетным зависимостям [1].
где ; ; z = z5 + z6 .
Уравнение решено относительно w методом последовательных приближений.
Межосевое расстояние зацепления:
где - делительное межосевое расстояние.
Делительные диаметры колес:
Начальные диаметры колес:
Основные диаметры колес:
Диаметры впадин колес:
Диаметры вершин колес:
где - коэффициент уравнительного смещения;
- коэффициент воспринимаемого смещения.
Окружной делительный шаг зубьев:
Окружной основной шаг зубьев:
Окружной начальный шаг зубьев:
Толщины зубьев по делительным окружностям:
Толщины зубьев по основным окружностям:
Толщины зубьев по начальным окружностям:
Углы профилей зубьев колес в точке на окружности вершин:
Толщины зубьев по окружности вершин:
Радиусы кривизны активного профиля зубьев колеса в нижней точке:
Радиусы кривизны в граничных точках профилей зубьев колес:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Результаты машинного расчета приведены в табл.2.1. По ним составлена сводная таблица параметров зацепления (см.лист1 графической части работы).
Коэффициенты удельного скольжения в контактных точках зубьев:
Определение значений 56 и 65 для положений контактной точки 1 9 на теоретической линии зацепления АВ при делении ее на 10 равных частей и нумерации начинающейся с 0 произведено с помощью ПЭВМ.
Результаты расчета см.в табл.2.1.
1.3 Проверочные расчеты
Для проверки правильности результатов полученных на ПЭВМ проведем такие расчеты.
Проверка межосевого расстояния и начальных диаметров колес:
w = (dw5+dw6)2=14667 мм
w = (13248 +16087)2=14667
667 мм=14667 мм – верно.
Проверка диаметров окружностей вершин и окружностей впадин:
(14667-0259)=15025+13860=17671+11214
885 мм= 28885 мм= 28885 мм - верно.
Проверка начальных толщин зубов колес и начального окружного шага:
26+1443=29732969 мм – верно.
Проверка выбора коэффициентов смещения;
Подрезание зубьев отсутствует при
мм >0 –подрезания нет
мм >0 –подрезания нет
Заострение зубьев отсутствует при .
>27 мм – заострение отсутствует;
Заклинивание (интерференция зубьев) отсутствует при: .
Исходя из правильности проверки делаем вывод про то что расчет зубчатой пары выполнен верно.
1.4 Вычерчивание схемы механизма и диаграмм линейных и
Радиусы начальных окружностей колес:
Окружная скорость точек колес z1 и z2 совпадающих с полюсом зацепления P12:
На листе 1 графической части работы вычерчиваем схему планетарного механизма в масштабе 1:4) и строим для него картину линейных скоростей при
18 и план угловых скоростей
скоростей при мин-1мм-1 и .

П 3 лист 2 Кулачек(печать).docx

3 ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
(лист 2 графической части работы)
В данной работе необходимо выполнить синтез плоского кулачкового механизма с поступательно движущимся роликовым толкателем с силовым замыканием (рис.3.1).
– кулачок; 2 – ролик; 3 – пружина; 4 – толкатель
Рисунок 3.1 – Схема кулачкового механизма
Задача синтеза кулачкового механизма состоит в построении профиля кулачка обеспечивающего заданный закон движения толкателя.
1 Входные параметры синтеза
Входными параметрами синтеза кулачкового механизма являются:
-ход толкателя h=55 мм;
-минимальный угол передачи движения m
-дальнего выстоя дв=80°;
-приближения (возвращения) пр=90°;
-законы движения толкателя:
-на фазе удаления – параболический;
-на фазе приближения (возвращения) –косинусоидальный;
-эксцентриситет e =0 мм;
-закон движения кулачка: к=const.
Поскольку полный рабочий цикл механизм совершает за один оборот кулачка определим угол ближнего выстоя:
Переведем фазовые углы в радианную меру. Для этого воспользуемся формулой:
019188 рад; 8013956 рад;
157 рад; 8013956 рад.
2 Расчет и построение диаграмм движения толкателя
Для построения профиля кулачка необходимо иметь зависимость перемещения толкателя от угла поворота кулачка S=f().
Закон движения толкателя в задании представлен в виде зависимости аналога ускорения толкателя от угла поворота кулачка .
Для нахождения искомой зависимости S=f() необходимо дважды проинтегрировать функцию получив при этом промежуточную функцию аналога скорости
Построим на втором листе работы указанную зависимость и дважды графически проинтегрируем её предварительно рассчитав экстремальные значения аналогов скоростей и ускорений на фазах удаления и приближения.
на фазе приближения:
где h=55 мм – ход толкателя;
у пр – фазовые углы рад.
Используя полученные максимальные значения аналогов скоростей и ускорений вычерчиваем диаграммы движения толкателя (графики зависимостей S=f()) при следующих масштабных коэффициентах:
для аналогов скоростей - 0001ммм;
для перемещений - 0001ммм;
для аналогов ускорений 0001ммм;
для углов поворота кулачка
Определим длины отрезков оси абсцисс изображающих фазовые углы:
Проверим: L==9594+68.78+785+68.78=314мм.
где - отрезок соответствующий одному обороту кулачка.
3 Определение основных параметров механизма
Минимальный радиус-вектор центрового профиля кулачка определим из условия незаклинивания (i>min) кулачкового механизма как на рабочей фазе удаления так и на фазе приближения чтобы избежать заклинивания при возможном реверсе во время монтажа передачи. Используя диаграммы движения толкателя S=f() и исключив из них параметр строим для фаз удаления и возвращения график зависимости при масштабных коэффициентах 0001ммм располагая ось S параллельно оси толкателя а ось перпендикулярно ей. При этом значения для фаз удаления и приближения откладываем в сторону вектора линейной скорости центра ролика на соответствующей фазе повёрнутого на 90 в сторону вращения кулачка. К обеим ветвям построенного графика соответствующим фазам удаления и приближения проводим касательные под углом min=56 к оси .
Область расположенная ниже точки пересечения указанных лучей является областью возможных положений центра вращения кулачка для которых выполняется условие i>min. За центр вращения кулачка принимаем точку Ок в указанной области на продолжении осиS т. к. эксцентриситет e=0.
При этом искомый минимальный радиус-вектор центрового профиля кулачка:
r0=(r0)S=58680001= 005868 м = 5868 мм.
4 Построение центрового профиля кулачка
Центровой профиль кулачка (траектория центра ролика в его движении относительно кулачка) строим методом обращения движения (инверсии) при l=0001 ммм. Указанный метод заключается в том что всему механизму условно сообщается вращательное движение с угловой скоростью кулачка но противоположно направленной т. е. движение с обр =(–к). При этом кулачок останавливается а толкатель вместе со стойкой совершает вращательное переносное движение вокруг центра вращения кулачка с угловой скоростью (–к). Ролик при этом катится по неподвижному кулачку в результате чего толкатель кроме переносного вращательного движения вместе с опорой совершает ещё и относительное поступательное движение вдоль оси направляющей по закону S=f() как и при действительном движении механизма.
Для нахождения положений центра ролика в обращенном движении механизма производим следующие построения .
Проводим вертикальную линию y–y (ось толкателя). На этой линии выбираем центр вращения кулачка Ок (т. к. по заданию e =0). Проводим окружность минимального радиуса центрового профиля r0 которая в пересечении с вертикалью y–y дает точку B0 (начальное положение центра ролика). От этой точки на оси у-у откладываем точки Bi – положения конца толкателя. От прямой ОкВ0 в направлении противоположном вращению кулачка откладываем последовательно углы у д пр б. Углы у и пр делим на такое же число равных частей как на графике S=f(). Через полученные точки деления из центра вращения кулачка Ок проводим радиальные i-тые лучи соответствующие положениям толкателя в обращенном движении а из точек деления на оси y–y – дуги концентрических окружностей радиусов Ок Bi до пересечения с соответствующими i-тыми лучами и получаем точки Bi’. Соединив последовательно все полученные точки Bi’ плавной кривой получим центровой профиль кулачка который на фазах ближнего и дальнего выстоя представляет собой дуги окружностей радиусов r0 и rmах=(r0+h) соответственно.
5 Определение радиуса ролика и построение действительного профиля кулачка
Во избежание пересечения частей профиля кулачка радиус ролика должен быть меньше минимального радиуса кривизны центрового профиля кулачка min т. е.
С другой стороны из конструктивных соображений радиус ролика не рекомендуется брать больше половины минимального радиуса центрового профиля кулачка т. е.
Величину радиуса ролика следует выбрать меньшую.
Для нахождения min поступаем следующим образом: выбираем на выпуклой части центрового профиля кулачка точку К в которой кривизна профиля кажется (на глаз) наибольшей а следовательно радиус кривизны – наименьшим. Затем вблизи точки К на расстоянии 15 20 мм с обеих сторон от неё выбираем еще две точки К’ и К” которые соединяем хордами с точкой К.
Через середины полученных хорд проводим к ним перпендикуляры. Точка М пересечения перпендикуляров является центром окружности проходящей через все три выбранные точки а радиус этой окружности приближенно можно принять за min:
min=(МК)l=6830001=00683 м=68.3 мм.
Таким образом радиус ролика лежит в пределах:
rp(04 05)r0=(04 05) 5868=235 293 мм.
Принимаем радиус ролика rp=15 мм=0015 м.
Тогда на чертеже (rp)=rрl=00150001= 150 мм.
Строим практический (действительный) профиль кулачка в виде кривой эквидистантной центровому профилю и отстоящей от него по общим нормалям на расстоянии равном радиусу ролика rp. Для этого проводим радиусом ролика rp как можно больше окружностей с центрами в точках центрового профиля. Внутренняя огибающая кривая семейства всех этих окружностей и даёт действительный профиль кулачка который на фазах ближнего и дальнего выстоя представляет собой дуги окружностей радиусов R0=(r0 - rp) и Rmax=(R0+h) соответственно.

титулка(готово).docx

Министерство образование и науки Украины
Донбасская государственная машиностроительная академия
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
По дисциплине «Теория механизмов и машин»
Тема работы: « Спроектировать и исследовать механизмы зубодолбежного станка»
Работу выполнил: студент гр. ТМ-15-1т
Консультант: Честа Н.В.

Чертеж Графики(печать).cdw

Построение профиля кулачка
Диограммы движения толкателя
Определение минимального радиуса центрового профиля кулачка

П 2.2 планетарный механизм 2.2 (готово).docx

2.2 Синтез планетарного механизма
В данной работе необходимо выполнить синтез планетарного механизма типа АА-2 (см рис. 21) в результате которого определяются числа зубчатых колес Z1 Z2 Z3 Z4 которые обеспечивают необходимое передаточное отношение.
2.1 Расчет входных параметров синтеза и чисел зубьев колес планетарного
Следовательно передаточное отношение планетарного механизма:
Исходными данными для расчета планетарного механизма являются:
-тип механизма АА-2;
-передаточное отношение U1-H=107;
-крутящий момент на валу кривошипа Мкр=120 Нм;
-КПД механизма =082;
Результат расчета на ЭВМ приведен в таблице 22.
Выбираем вариант №-2 при k=3 (см табл. 2.2) со следующими данными:
Z1=29 Z2=78 Z3=20 Z4=87 m=3 мм.
2.2 Проверка выполнения основных условий синтеза
Поверка передаточного отношения:
Таблица 2.2-Результат расчета параметров планетарного механизма
Проверка условия соосности:
Проверка условия соседства:
где Z=Z3=78- большее из двух зубьев Z2 и Z3
Проверка условия сборки:
где с – любое целое число
Проверка условия незаклинивания:
- колеса с внешним зацеплением Z ≥ 17; Z1=29>17; Z2=78>17; Z3=20>17; Z4 = 87>17.
2.3 Изображение схемы механизма. Построение диаграмм линейных и угловых скоростей звеньев.
Строим кинематическую схему передаточного зубчатого механизма. Учитывая что для планетарного механизма Хі=0 произведем расчет диаметров колес по формулам:
Механизм строим в масштабе:
Переведем действительные размеры механизма в чертеже по формуле:
Для построения диаграммы линейных скоростей определим скорость полюса зацепления по формуле:
Принимаем (Vpu)=55 мм тогда масштаб построения картины линейных скоростей равен:
Масштаб построения плана угловых скоростей:
Полюсное расстояние для построения плана угловых скоростей:
2.4 Расчет угловых скоростей звеньев и проверка передаточных отношений графическим методом.
Определим значение частот вращения звеньев:
Вывод: синтез зубчатого передаточного механизма привода выполнен
Проверим значения передаточного отношения:
Вывод: значение передаточного отношения совпадает.

лит-ра.docx

Синтез эвольвентного зубчатого зацепления с помощью ЭВМ. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Теория механизмов и машин». О.П. Гоголев
С.Н. Зинченко О.В. Веремей Краматорск: КИИ 1983.
Анализ и синтез планетарных механизмов. Методические указания ДГМА 2005
Динамический синтез кулачковых механизмов. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Теория механизмов и машин» для студентов всех специальностей вуза. Дудко В.Ф. Малеева Н.П. – Краматорск: Кии 1981.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под ред. А.С. Кореняко. – Киев: Вища школа 1970.
Болотовская Т.П. Болтовский И.А. Смирнов В.Э. Справочник по коррегированию зубчатых колес. – М: Машгиз 1962.

введение.docx

Зубодолбежный станок предназначен для нарезания по методу обкатки цилиндрических прямозубых колес а также зубчатых секторов наружного и внутреннего зацепления зуборезными долбяками.
Для осуществления процесса резания инструменту - долбяку сообщается прямолинейное возвратно-поступательное движение вдоль оси заготовки в вертикальных направляющих. Движение долбяка вниз является рабочим ходом в течении которого и выполняется технологическая операция. Движение болбяка вверх является холостым ходом в конце которого посредствам кулачкового механизма с поступательно движущимся роликовым толкателем происходит дозированная подача стола с заготовкой в нужном направлении. Кулачок установлен на одном валу с кривошипом 1 исполнительного механизма станка.
Основной исполнительный механизм станка представляет собой рычажный механизм шарнирного четырехзвенника с присоединенной к нему структурной группой Ассура 2-го класса 5-го вида. Вращение кривошипа 1 преобразуется с помощью шатуна 2 в качение коромысла 3 вокруг оси С и далее посредствам камня 4 в возвратно-поступательное движение долбяка 5.
Привод рычажного механизма станка осуществляется от электродвигателя через зубчатый передаточный механизм включающий планетарный редуктор типа АА-2 с цилиндрическими прямозубыми нулевыми колесами и эвольвентную зубчатую передачу (Z5-Z6). Кривошип 1 сблокирован с зубчатым колесом Z6.
В курсовой работе выполнены:
Синтез зубчатого передаточного механизма;
Динамический синтез кулачкового механизма.

Чертеж(печать).cdw

Кинематическая схема
планетарного механизма
Диаграмма коэффициентов удельного
Картина линейных скоростей
План угловых скоростей и частот вращения
Эвольвентное зубчатое зачепление

П 1 Электродвигатель 1(готов).docx

1 Выбор электродвигателя
Исходными данными для выбора электродвигателя зубодолбежного станка являются:
- частота вращения кривошипа – ведущего звена рычажного механизма nкр=110 обмин;
- синхронная частота вращения вала электродвигателя =1500 мин-1;
- крутящий момент на валу кривошипа Мкр=120Нм;
- коэффициент полезного действия (КПД) передаточного механизма от электродвигателя к кривошипу кр=082.
Определим угловую скорость кривошипа:
Определим потребную мощность на валу кривошипа:
Определим потребную мощность на валу электродвигателя:
По каталогу электродвигателей выбираем асинхронный электродвигатель при заданной с ближайшей большой номинальной мощностью:
-тип электродвигателя 4А90L4У3;
-номинальная мощность двигателя Рдв=22 кВт;
-номинальная частота вращения вала электродвигателя nдв=1425 мин-1.

Содержание(печать).docx

Выбор электродвигателя
Синтез зубчатого передаточного механизма
1 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления
1.1 Входные параметры синтеза выбор коэффициентов смещения
1.2 Расчет геометрических параметров и качественных показателей зацепления с помощью ЭВМ
1.3 Проверочные расчеты
1.4 Вычерчивание схемы механизма и диаграмм линейных и
2 Синтез планетарного механизма
2.1 Расчет входных параметров синтеза и чисел зубьев планетарного механизма
2.2 Проверка выполнения основных условий синтеза
2.3 Изображение схемы механизма построение диаграмм линейных и угловых скоростей звеньев
2.4 Расчет угловых скоростей звеньев и проверка передаточных отношений графическим методом
Динамический синтез кулачкового механизма
1 Входные параметры синтеза
2 Расчет и построение диаграмм движения толкателя
3 Определение основных параметров механизма
4 Построение центрового профиля кулачка
5 Определение радиуса ролика и построение действительного профиля кулачка