Проектирование рычажного механизма

задание по КП ТММ.doc

1.1. Кинематический и динамический анализ рычажного механизма
Построить планы положений механизма для двенадцати равноотстоящих положений ведущего звена начиная с крайнего положения.
Построить график перемещения ведомого звена в зависимости от периода обращения ведущего звена.
Методом графического дифференцирования построить графики скорости и ускорения ведомого звена. Определить масштабы построений.
Определить угловое ускорение звена приведения для рабочего положения механизма исходя из следующих графиков
Построить для этого положения план скоростей и план ускорений. Определить ускорения центров масс и угловые ускорения звеньев.
Определить инерционную нагрузку звеньев.
Для заданного положения механизма вычертить в масштабе структурные группы и указать силы приложенные к его звеньям.
Методом планов сил на основе принципа Даламбера определить реакции во всех кинематических парах механизма.
Найти уравновешивающий момент на звене приведения механизма методом планов сил и методом рычага Н. Е. Жуковского.
2. Проектирование кинематической схемы планетарного редуктора и построение картины эвольвентного зацепления
По передаточному отношению i модулю т1 и числу сателлитов К учитывая условия соосности соседства и равных условий сборки подобрать числа зубьев всех колес планетарного механизма заданной схемы считая что zmin > 15 и колеса нулевые. При подборе чисел зубьев допускается отклонение от заданного значения передаточного отношения до 5 %.
Рассчитать начальные диаметры и вычертить схему планетарного механизма в двух проекциях.
Рассчитать внешнее зацепление пары прямозубых колес эвольвентных профилей с неподвижными осями нарезанных стандартной инструментальной рейкой модуля т. При выборе коэффициентов смещения рейки необходимо обеспечить отсутствие подрезания ножек зубьев. Кроме того учесть что для равносмещенного зацепления коэффициенты смещения сопряженных колес одинаковы по величине но противоположны по знаку а при заданном межосевом расстоянии коэффициенты смещения для отдельных колес должны обеспечивать предварительно определяемое суммарное значение коэффициентов смещения.
Построить картину эвольвентного зацепления. Изобразить по три зуба каждого колеса линию и дугу зацепления рабочие участки профилей зубьев.построения зацепления выбрать таким чтобы высоты зубьев на чертеже были не менее 40 мм.
Аналитически и по данным картины зацепления определить коэффициент перекрытия; проверить зацепление на отсутствие интерференции.
3.Динамический синтез кулачкового механизма
По заданному закону изменения второй производной от перемещения выходного звена и по углу поворота кулачка построить графики первой производной и перемещения выходного звена в зависимости от угла поворота кулачка. Определить масштабы построений.
Определить основные размеры кулачкового механизма наименьших габаритов учитывая допускаемый угол давления или условии отсутствия вогнутости профиля кулачка.
Построить профиль кулачка по заданному закону движения выходного звена. Для механизмов выходное звено которых снабжено роликом предварительно построить центровой профиль кулачка и определить радиус ролика. Для механизмов с тарельчатым выходным звеном определить радиус тарелки.
Построить график изменения угла давления в зависимости от утла поворота кулачка.

ВОПРОСЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ К ЗАЩИТЕ ПРОЕКТА.doc

ВОПРОСЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ К ЗАЩИТЕ ПРОЕКТА
В чем заключается задача силового анализа механизмов?
Дайте анализ сил действующих на входные и выходные звенья механизма.
Расскажите о классификации сил действующих на звенья механизма о факторах от которых зависят действующие силы.
Для какой цели при конструировании необходимо знать реакции в кинематических парах?
Как направлены реакции в высших и низших кинематических парах?
В чем заключается условие статической определимости кинематической цепи?
Почему группа Ассура является статически определимой системой?
В каком порядке производится силовой расчет групп Асура механизма?
В чем заключается метод кинетостатики при силовых расчетах?
Сформулируйте принцип Даламбера.
Для чего рассчитывается чему равна и как направлена полная сила инерции?
Чему равен и как направлен момент сил инерции?
как определяются касательные составляющие реакций во вращательной кинематической паре?
Как определяются нормальные составляющие реакций во вращательной кинематической паре?
Как определяются реакции во внутренних кинематических парах структурных групп?
Какую роль в механизме играет уравновешивающая сила (уравновешивающий момент) и как их определить?
Как определить крутящий момент и мощность на главном валу машины?
Сформулируйте основной закон зацепления и проиллюстрируйте применение его на примере спроектированной эвольвентной зубчатой
Покажите на чертеже сопряженные профили рабочие части профилей зубьев дуги зацепления: Как они определяются?
Что называют линией зацепления? Покажите на чертеже линию зацепления ее теоретический и рабочий участки.
Дайте определения и покажите на чертеже основные окружности зубчатых колес (выступов впадин базовую начальную).
Что такое модуль зацепления?
Расскажите о коэффициенте перекрытия. Как он влияет на качество зубчатой передачи? Каким образом его можно увеличить?
Назовите основные преимущества эволъвентного зацепления.
Расскажите о подрезании зубьев. Как обеспечивается изготовление зубьев без подреза?
Какое наименьшее число зубьев может быть нарезано с помощью инструментальной зубчатой рейки?
Назовите основные виды сложных зубчатых механизмов. Какие механизмы называют планетарными а какие дифференциальными?
Какие преимущества и какие недостатки имеют планетарные редукторы перед обычными многоступенчатыми?
Используйте формулу Виллиса для определения соотношений между числом зубьев и частотой вращения зубчатых колес в планетарном и дифференциальном механизмах.
Запишите аналитические выражения позволяющие найти передаточное отношение заданной схемы зубчатого привода.
Какие условия и ограничения должны быть учтены при проектировании планетарного механизма? Проиллюстрируйте их на схеме вашего редуктора.
Расскажите об. условиях заданного передаточного отношения соосности соседства сборки. Проиллюстрируйте их на схеме вашего редуктора.

List3.dwg

Синтез рычажного механизма
Курсовая работа по ТММ
Зубчатое зацепление ml=0
Таблица чисел зубьев и угловых скоростей колес
Курсовой проект по ТММ
Синтез зубчатого механизма

Титульный лист.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего
профессионального образования
«СИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМ. АКАДЕМИКА М.Ф. РЕШЕТНЕВА»
(подпись дата) (ученое звание степень инициалы фамилия
(подпись дата) (инициалы фамилия)

Пояснительная записка.doc

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА4
Структурный анализ механизма.4
План положений механизма. Построение графиков.4
КИНЕТОСТАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА8
Кинетостатический расчет группы звеньев 4 – 5.9
Кинетостатический расчет группы звеньев 2 – 3.9
Кинетостатический расчет ведущего звена.10
Рычаг Н.Е. Жуковского.11
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА12
Построение графиков движения толкателя.12
Определение минимального радиуса кулачка.13
Профилирование кулачка.14
СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА15
Расчет планетарной передачи.15
Определение линейных и угловых скоростей зубчатых колес.16
Расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи.16
Вычерчивание зубчатого зацепления.18
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
Талица1.Длины звеньев.
Структурный анализ механизма.
Плоский кривошипно-шатунный механизм состоит из 5-ти подвижных звеньев и одного неподвижного звена (стойки). Механизм имеет вращательные и поступательные кинематические пары пары 5-го класса где p5=7.Степень подвижности механизма определяем по формуле Чебышева:
где 3 – количество свободных движений отдельно взятого звена на плоскости;
n – число подвижных звеньев;
– число условий связи (ограничений) накладываемых парами пятого класса;
р5 – число пар пятого класса;
р4 – число пар четвертого класса.
Механизм состоит из групп Ассура:
Рис. 3.Группы Ассура механизма.
План положений механизма. Построение графиков.
В масштабе длин строим планы положений механизма для двенадцати положений в предположении того что угловая скорость ведущего звена (кривошипа О1А) постоянна (w1=const). Кривошип О1А изображаем в 12 положениях через каждые 30° начиная с положения соответствующего крайнему правому положению ползуна С. Затем изображаем все остальные звенья механизма в полжениях соответствующих положениям кривошипа.
Определяем крайние начальные положения ведомого звена:
Строим графики перемещения в масштабах:
для графика перемещения –
для графика скорости –
для графика ускорения – .
После построения графиков перемещения дифференцируем его по углу поворота или периоду обращения методом хорд или касательных.
Двойным дифференцированием получаем график изменения скорости ведомого звена от угла поворота или периода обращения ведущего звена.
Планы скоростей строим для 2-х положений механизма (для крайнего и для рабочего) в масштабе .
Для рабочего положения.
Из полюса Р откладываем отрезок Ра ^ звену ОА в масштабе изображающий вектор скорости точки А.
Через конец вектора скорости точки А проводим линию действия вектора скорости VBА. Из полюса проводим линию действия вектора скорости VBO1. Точка пересечения этих линий дают нам вектор скорости точки В. Измерив его длину и умножив на масштаб получим скорость точки В:
Скорость точки С находим аналогично: мс.
Измеряя длины векторов cb и ba и умножая их на масштаб получаем скорости звеньев СВ и ВА:
Талица2.Скорости точек в рабочем положении.
Длины отрезков плана скоростей мм
Для крайнего положения.
Из полюса Р откладываем отрезок РА в масштабе изображающий вектор скорости точки А.
Так как механизм находится в крайнем положении то скорость точки С: мс.
Измерив длину вектора ba и умножив его на масштаб получаем скорость звена ВА:
Талица3.Скорости точек в крайнем положении.
Планы ускорений также строим для 2-х положений механизма (для крайнего и для рабочего) в масштабе(для крайнего положения) и (для рабочего положения).
Из полюса p откладываем отрезок изображающий вектор ускорения точки А в масштабе
Ускорение точки В складывается из нормального и тангенциального:
Согласно векторным уравнениям откладываем и и перпендикулярно к ним откладываем векторы тангенциальных ускорений точка пересечения которых дает нам абсолютный вектор ускорения точки В.
Ускорение точки С определяем аналогично ускорения точки В:
Точка пересечения вектора тангенциального ускорения и линии движения ползуна дает нам вектор ускорения точки С:
Измерив длины векторов тангециальных ускорений и умножив их на масштаб получаем:
Угловые ускорения звеньев.
Талица4.Ускорения точек в рабочем положении.
Длины отрезков плана ускорений мм
Согласно векторным уравнениям откладываем векторы и и перпендикулярно к ним откладываем векторы тангенциальных ускорений точка пересечения которых дает нам абсолютный вектор ускорения точки В:
Точка пересечения вектора тангенциального ускорения и линии движения ползуна дает нам вектор ускорения точки С умножая на масштаб получаем ускорение точки С:
В нашем случае вектор ускорения точки С (ac) совпадает с вектором нормального ускорениия аnВО1 а вектор тангенциального ускорения atСВ совпадает с вектором тангенциального ускорения звена ВО1 atBO1.
Талица5.Ускорения точек в крайнем положении.
Ускорения центров масс звеньев.
КИНЕТОСТАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
Для кинетостатического расчета определяем все активные силы:
Сила тяжести 1-го звена Н;
Сила тяжести 2-го звена Н;
Сила тяжести 3-го звена Н;
Сила тяжести 4-го звена Н;
Сила тяжести 5-го звена Н.
Сила инерции 1-го звена Н;
Сила инерции 2-го звена Н;
Сила инерции 3-го звена Н;
Сила инерции 4-го звена Н;
Сила инерции 5-го звена Н.
Моменты сил инерции Н×м
Момент силы инерции 2-го звена Н×м;
Момент силы инерции 3-го звена Н×м;
Момент силы инерции 4-го звена Н×м.
Сила полезного сопротивления РП.с.=500 Н.
Кинетостатический расчет группы звеньев 4 – 5.
Строим группы Ассура 4 и 5 звеньев в масштабе в соответствующих точках прикладываем все активные силы: силы тяжести силы инерции моменты сил инерции.
Определяем плечи действия этих сил:
Составляем уравнения моментов всех сил относительно точки В:
Составляем векторное уравнение равновесия всех сил действующих на группу звеньев 4-5:
В выбранном масштабе сил строим план сил указанных в уравнении. Из плана сил определяем R34:
Кинетостатический расчет группы звеньев 2 – 3.
Строим группы Ассура 2 и 3 звеньев в масштабе в соответствующих точках прикладываем все активные силы: силы тяжести силы инерции моменты сил инерции и реакцию опоры R43. Также прикладываем реакции R03 и R12 которые требуется определить. Реакция R43 приложена в точке В и равна по величине реакции R34 но противоположна ей по направлению.
Составляем уравнения моментов всех сил действующих на 3 звено относительно точки В:
Составляем уравнения моментов всех сил действующих на 2 звено относительно точки В:
Составляем векторное уравнение равновесия всех сил действующих на группу звеньев 2-3:
В выбранном масштабе сил строим план сил указанных в уравнении. Из плана сил определяем и :
Исходя из суммы векторов нормальной и тангенциальной реакции опоры находим значения сил R03 и R12:
Кинетостатический расчет ведущего звена.
Строим ведущее звено в масштабе в соответствующих точках прикладываем все активные силы: силы тяжести силы инерции моменты сил инерции и реакцию опоры R21. Также прикладываем реакцию R01 которую требуется определить. Реакция R21 приложена в точке А и равна по величине реакции R12 но противоположна ей по направлению. Прикладываем уравновешивающую силу перпендикулярно звену ОА в точке А.
Составляем уравнения моментов всех сил действующих на 3 звено относительно точки О:
Остальные силы момента относительно точки О момента не создают т.к. действуют в той же плоскости в которой находится само звено.
Составляем векторное уравнение равновесия всех сил действующих на ведущее звено:
В выбранном масштабе сил строим план сил указанных в уравнении. Из плана сил определяем :
Рычаг Н.Е. Жуковского.
Условная уравновешивающая сила определяется методом рычага Жуковского. Для того чтобы построить рычаг Жуковского поворачиваем план скоростей в любую сторону на 90° и параллельно перенося наносим все активные силы действующие на механизм в соответствующих точках. При переносе моментов сил инерции определяем их величину для плана скоростей из отношений:
где – моменты сил инерции на звеньях 23 и 4 в Н×м;
– моменты сил инерции на плане скоростей в Н×м;
ab Pb cb – масштабные отрезки на плане скоростей мм;
Составляем уравнения равновесия в форме моментов сил относительно полюса плана скоростей и определяем условную уравновешивающую силу РУр:
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
Число оборотов кулачка n=150 обмин;
Высота подъема толкателя h=20 мм;
Минимальный угол передачи движения gm
Фазовый угол соответствующий удалению толкателя fуд=45°;
Фазовый угол соответствующий верхнему выстою fвв=45°;
Фазовый угол соответствующий приближению толкателя fпр=45°.
Построение графиков движения толкателя.
График строим в соответствии с заданным законом изменения этой функции по двум прямоугольникам. По оси абсцисс в масштабе длин откладываем максимальные ординаты h’ и h” заданной кривой произвольной длины причем h’ и h” будут равны между собою т.к. фазовые углы fуд и fпр равны.
Для построения графика интегрируем построенный график для чего отрезки углов fуд и fпр делим на четыре равные части. Поскольку интегральные кривые представляют прямоугольники то вершины их проектируют на оси ординат. Точки проекции a и b соединяем с полюсом p2. Отрезки углов fуд и fпр графика делим на такое же число равных частей как и ось абсцисс графика . Из точки О параллельно лучу p2а проводим линию 01’–1’2’ до пересечения ее в точке 2’ с ординатой проведенной через второе положение толкателя. Из точки 2’ параллельно лучу p2b проводим линию 2’3’–3’4’ до пересечения ее с осью абсцисс в точке 4. То же самое проделывается и для участка угла fпр.
Полученная кривая представляет собой приближенно искомую интегральную кривую .
График перемещений толкателя S=S(j) строим как интегральную кривую функциим. Построенные графики перемещений первой и второй производной в функции угла поворота кулачка являются также и графиками перемещения скоростей и ускорений толкателя в функции от времени поворота кулачка. Поэтому в том и другом случае определяются масштабы осей графиков.
Масштаб оси абсцисс графика перемещений толкателя:
где ; L – длина масштабного отрезка (мм) по оси абсцисс включающего фазовые углы fуд fвв и fпр.
Масштаб оси ординат графика S(j):
Smax – максимальная ордината графика S(j) мм.
Масштаб оси ординат графика :
где Н1 – полюсное расстояние равное 30 мм.
где Н2 – полюсное расстояние равное 30 мм.
Пренебрегая незначительными периодическими колебаниями угловой скорости кулачка можно принять его угловую скорость постоянной (w k=const). При этом условии j=w k×t. В этом случае графики принимают уже другое значение – в виде перемещений скоростей и ускорений толкателя в функции времени масштабы которых следующие:
масштаб времени (смм);
Определение минимального радиуса кулачка.
На ось ординаты графика плеч переносятся ординаты графика S(j) принимая равные их масштабы (mS=ml). На ординате графика плеч отмечаем точки 1 2 и т.д. На перпендикулярах проведенных через эти точки откладываем отрезки Z1 которые определяются из равенства:
где Y1 – ордината графика ;
tgQ – тангенс угла наклона прямой MN проведенной через точку О’ пересечения оси Y1– Y1 графика и продолжения оси абсцисс графика .
Через точки 1 2 3 ординат графика проводим прямые параллельные оси абсцисс до наклонной прямой MN которые преломляются в прямые параллельные оси Y1– Y1 до пересечения с соответствующими перпендикулярами на Y1– Y1 образуя тем самым точки 1 2 3 кривой графика которые затем обводятся плавной кривой. Отрезки 1–1 2–2 полученного графика плеч являются отрезками Z (плечами). Под углом gmin=60° к оси отрезков Z проводим касательные прямые АВ и СD к кривой которые пересекаясь в точке О образуют область ограниченную углом BOD. Полученная область будет областью возможных центров вращения кулачка.
За центр вращения кулачка принимаем точку О обеспечивающую минимальный радиус кулачка.
Величина минимального радиуса кулачка:
где m l – масштаб длин графика равный масштабу m S графика S(j).
Профилирование кулачка.
Построение профиля кулачка проводим в масштабе длин с использованием метода обращения движения. Из центра вращения кулачка О проводим прямую ОК (ось движения толкателя) и описываем радиусом r0 окружность. От точки С0 пересечения окружности с осью ОК откладываем величину подъема толкателя:
где h – высота подъема толкателя м .
Далее мгновенные положения центра ролика определяются следующим образом. Из начала осей графика S=S(j) под произвольным углом проводим прямую OQ и на ней откладываем отрезок 04 равный h (подъему ттолкателя) конечную точку которого соединяем с конечной точкой d проекции наибольшей ординаты 4–4'' графика S(j). Через конечные точки a b c и d проекций ординат графика S=S(j) проводим прямые 1–a 2–b 3–c параллельные прымой 4–d. Полученные отрезки 0–1 3–4 переносим на траекторию С04 центра ролика в соответствующем масштабе. Аналогично получаютсяпромежуточные положения при его возвращении. От оси ОК толкателя в сторону противоположную вращению кулачка откладываем дугу С0–9 радиусом ОС0 и откладываем углы jуд=45° jвв=45° и jпр=45°. Каждую из дуг соответствующих углам jуд и jпр делим на четыре равные части в соответствии с разметкой оси абсцисс графика S=S(j). Точки делений 1 2 8 соединяем с центром кулачка О получаем лучи 01 02 09. Снося дугами окружностей описываемых из центра О точки разметки пути толкателя на лучи 01 02 09 получим точки 1' 2' 9' профиля кулачка для удаления и возвращения толкателя. Участки профиля кулачка соответствующие верхнему выстою в поднятом положении и ближнем положении и ближнем положении будут ограничены дугами окружностей описанными из центра О радиусами 04 и ОС0. Соединяя последовательно все полученные точки 0 1' 9' получим теоретический профиль кулачка. Практический (рабочий) профиль кулачка строим как огибающую окружностей проведенных из центров расположенных на теоретическом профиле радиусом равным радиусу ролика. Принимаем радиус ролика rp=(01–05)r0 где r0 – величина минимального радиуса кулачка.
Принимаем радиус ролика равный 9 мм.
СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА
Расчет планетарной передачи.
Передаточные отношения:
передаточное отношение от 4 к 5 колесу;
передаточное отношение от водила к 5 колесу;
передаточное отношение от водила к 3 колесу.
Условия соосности передачи. Для выполнения этого условия необходимо чтобы собдюдалось равенство:
Условие соседства передачи
Из данной выше системы уравнений методом подбора находим числа зубьев колес:
z1=20; z2=40; z3=45; z2'=15.
Рис. 4.Расположение сателлитов в планетарной передаче.
где ra=r+m – радиус до вершины колеса
С1ОС3=360°k где k – число сателитов.
Определение линейных и угловых скоростей зубчатых колес.
Вычерчиваем кинематичкскую схему зубчатой передачи в масштабе длин .
Справа строим картину линейных скоростей. Ниже картины скоростей строим план угловых скоростей.
Из точки А1 откладываем скорость точки А водила в виде масштабного отрезка А1а представляющего в масштабе скорость точки VA:
Соединив прямой линией точку О с точкой а получим картину скоростей водила в виде треугольника ОА1а. Скорость точки В колеса 2 равна нулю так как это колесо находится в зацеплении с неподвижным колесом 1. Поэтому соединив точку а с точкой В1 получим картину скоростей для колеса 2 (сателлита). Закон распределения скоростей колеса 2 представляется прямой В1а. Картина скоростей колеса 2 представляется треугольником В1А1а. Отрезок С1с представляет собой скорость точки С колеса 3. Закон распределения скоростей точек колеса 3 изображается прямой Ос. Точка С является общей для колес 2' и 3 скорость точки С колеса 2' также будет равна Vc. Треугольник ОС1с представляет собой картину скоростей колес 2' и 3. Аналогично строим картины скоростей для колес 4 и 5.
План угловых скоростей строим по построенной картине скоростей. На продолжении линии центров ОА1 откладываем отрезок РО=Н. Точка Р – полюс. Из полюса Р откладываем отрезки параллельные соответствующим отрезкам на картине скоростей до пересечения с перпендикуляром к линии РО проведенной через точку О. Отрезки 01 02 изображают соответственно в масштабе угловые скорости зубчатых колес и водила Н.
Расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи.
По таблице рекомендуемых значений коэффицииентов смещения по критерию наибольшей износостойкоости и наибольшего сопротивления заеданию выбираем коэффициенты смещения:
Коэффициент хS суммы смещений:
Угол зацепления aw :
Угол aw находим по таблицам эвольвентной функции aw=25°.
Межосевое расстояние:
Делительные диаметры:
Делительное межосевое расстояние:
Коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент уравнительного смещения:
Радиусы начальных окружностей:
Проверка вычислений:
Радиусы вершин зубьев:
Толщины зубьев по делительной окружности:
Радиусы основных окружностей:
Углы профиля в точке на окружности вершин:
Толщины зубьев по окружности вершин:
Коэффициенты толщины зубьев по окружности вершин:
Коэффициент торцового перекрытия:
Вычерчивание зубчатого зацепления.
Межосевое расстояние аw определяет расстояние между двумя осями О1 и О2 зубчатых колес.
Из центров О1 и О2 проводим окружности радиусы которых были определены при расчетах:
начальных окружностей rw1 и rw2 касающихся в полюсе Р;
делительных окружностей r1 и r2 расстояние между которыми равно воспринимаемому смещению
окружностей вершин rа1 и rа2 и окружностей впадин rf1 и rf2 расстояние между которыми определяют радиальные зазоры равные с=с×m;
основных окружностей rb1 и rb2 касательная к которым является линией зацепления N1N2 проходящей через полюс Р. Пересечение линии зацепления N1N2 с окружностями вершин определяет точки В1 и В2 активонй линии зацепления В1В2.
Откладывая от точек В1 и В2 по линии N1N2 основной шаг рb=pmcosa находим границы зон одно- и двухпарного зацепления профилей в пределах активной линии зацепления. Через точки В1 и В2 проводим окружности точек активных профилей. Их радиусы обозначаем соответственно rр1 и rр2 а активные профили зубьев выделяем тонкой линией по контуру зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес.
Положение линии зацепления N1N2 относительно перпендикуляра к межосевой линии О1О2 в полюсе зацепления определяет угол зацепления aw . Обозначение угла зацепления aw на схеме передачи показываем также для углов N1O1P и N2O2P которые равны этому углу aw.
После вычерчивания всех окружностей и линии зацепления изображаем контуры профилей зубьев. Профили зубчатых колес строим как эвольвенту т.е. траекторию точки М на вспомогательной прямой при обкатывании ее по основной окружности радиуса rb2 без скольжения. Переходный профиль принимают приближенно по дуге окружности радиус которой не менее pf=038m.
При вычерчивании картины зацепления профилей используем длину шага между зубьями по делительным окружностям равную p=pm основного шага по линии зацепления N1N2 равную p=pmcosa . Точки контакта профилей расположены на линии зацепления N1N2.
С.А. Попов Г.А. Тимофеев. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учебое пособие для втузовПод ред. К.В. Фролова.–3-е изд. стер. – М.: Высш. шк.1999.
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов.– 4-е изд.–М.: Наука–1988
Стариков Н.А. Виноградов А.В. Основы конструирования машин: Учеб. пособие для студентов мех. специальностей. – Красноярск: САА 1995.

Заглавный Лист.doc

Рисунок 1 – Кинематическая схема механизма.
Рисунок 2 – Привод механизма
Сделать кинематический и кинетостатический расчет рычажного механизма синтез кулачкового механизма а также синтез зубчатого механизма.
Чертежи выполнены на трех листах (один на формате А1 и два остальных на формате А2).
КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ТММ

List2.dwg

Синтез рычажного механизма
Курсовая работа по ТММ
скорости и ускорения
Определение минимального радиуса кулачка
Профелирование кулачка
Курсовой проект по ТММ
Синтез кулачкового механизма

List1.dwg

Двенадцать положений механизма
План сил ведущего звена
скорости и ускорения ползуна
План положений механизма
Планы скоростей для крайнего(справа) и рабочего положения(слева)
План сил гр.звеньев2-3
Планы ускорений для крайнего(справа) и рабочего положения(слева)
Рычаг Н.Е. Жуковского
План сил гр. звеньев 4-5
Курсовой проект по ТММ
Кинематический и кинетостатический анализ механизма
Курсовая работа по ТММ
Синтез рычажного механизма