• RU
  • icon На проверке: 7
Меню

Расчет рычажно-ползунного механизма. Построение эвольвентной зубчатой передачи

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 202 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчет рычажно-ползунного механизма. Построение эвольвентной зубчатой передачи

Состав проекта

icon
icon
icon Вал2.2.cdw
icon курсовая тмм2.doc
icon зацеп2.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Вал2.2.cdw

Вал2.2.cdw
ползунного механизма
Кинематический и динамичечкий
расчёт кривошипного механизма

icon курсовая тмм2.doc

Кинематический анализ механизма
Силовой расчёт механизма
Расчет инерционного момента
Построение плана сил
Построение эвольвентной зубчатой передачи
Расчёт основных геометрический параметров
Расчет торцевого коэффициента перекрытия
В различных машинах и приборах широко применяются механизмы для воспроизведения вращательного движения с постоянным передаточным отношением между двумя различно заданными в пространстве осями. Такие механизмы носят название механизмы передачи вращательного движения или сокращенно механизмы передачи.
Механизмы передачи имеют своей задачей воспроизведение заданного передаточного отношения между двумя звеньями. Если передаточное отношение которое должно осуществляться механизмом передачи очень велико или очень мало то конструктивно удобно между входными и выходными звеньями иметь промежуточные оси с соответствующими звеньями вращающиеся вокруг них. Передавая вращение с входного звена на промежуточные звенья и с них на выходное звено мы как бы последовательно отдельными ступенями изменяем передаточные отношения получаемые в результате требуемые передаточные отношения между входными и выходными звеньями.
В целом ряде механизмов применяемых в современной технике используются силы трения в качестве сил приводящих в движение звенья или сил тормозящих их движения. Механизмы в которых используются силы трения носят название фрикционных механизмов. Механизмы осуществляющие плавное изменение передаточного отношения называются механизмами бесступенчатых передач или вариаторами скоростей.
В некоторых многоступенчатых зубчатых передачах оси отдельных колес являются подвижными. Такие зубчатые механизмы с одной степенью свободы называются планетарными механизмами а с двумя и более степенями свободы – дифференциальными механизмами или просто дифференциалами. В этих механизмах колеса с подвижными осями вращения называются планетарными колесами или сателлитами а звено звено на котором располагаются оси сателлитов – водилом. На схемах водило принято обозначать буквой Н. Зубчатое колесо с неподвижными осями вращения называются солнечными или центральным а подвижное колесо – опорным.
Построение кинематических диаграмм создает возможность изучить изменение кинематических параметров какой – либо одной точки или звена механизма за время одного оборота ведущего звена. Метод плана скоростей и ускорений дает возможность определить линейные скорости и ускорения всех звеньев механизма и угловые скорости и ускорения механизма в данном его положении. Эти планы представляют собой графическое решение векторных уравнений.
Определим угловую скорость кривошипа:
Зададим произвольный масштаб и будем его использовать при построении плана скоростей. Для того что бы определить скорость точки воспользуемся векторным уравнением:
Выбираем масштаб для построения плана скоростей
На основе выбранного масштаба рассчитываем истинные значения изображенных скоростей
Рассчитываем план ускорений
Выбираем масштаб плана ускорений
Определяем ускорение всех звеньев и точек механизма
aS2=аs2· KA=75 738 = 553 м· с-2 [10 мм]-1;
аba = a·KA =79738=583 м· с-2
Определяем угловое ускорение шатуна
Силовой расчет механизма заключается в определении трех сил которые действуют на отдельные звенья механизма при его движении. Вопрос об определении сил имеет большое практическое значение для расчета на прочность отдельных деталей механизма для определения мощности потребной для работы механизма.
Расчёт выполняется методом Кинетостатики. В основе метода лежит принцип Даламбера: если к механической системе (структурной группе) помимо всех внешних и внутренних сил приложить силы инерции то систему можно условно считать мгновенно уравновешанной и использовать для её решения следующее условие:
1Расчет силы инерции
Определяем инерционные нагрузки на звенья механизма
2Расчет инерционного момента
Реакция в поступательном паре всегда направлена перпендикулярно к направляющей (если пренебречь силами трения ползуна по направляющей).
Для определения реакции составим уравнение моментов всех сил действующих на звенья.
4Построение плана сил
Выбираем масштаб сил
Завершение кинетостатического расчета
Рассматриваем установленный режим движения
Произведем динамический расчет
Переведем величины в отрезки
Проектирование эвольвентой зубчатой передачи
При выборе задания приходится руководствоваться соображениями кинематического динамического технологического и наконец эксплуатационного характера.
Кинематический характер заключается в основном в требовании чтобы профили сопряженных зубьев могли быть построены достаточными геометрическими приемами и удовлетворяли заданной передаточной функции.
Динамический характер заключается во многих требованиях из которых можно упомянуть следующее: необходимо стремиться к тому чтобы при постоянной мощности передаваемой зубчатым механизмом давления на зубья и опоры механизма были постоянными по величине и направлению далее чтобы зубья имели форму обеспечивающие наиболее их прочность и наконец износ зубьев должен быть минимальным.
Требования технологического характера в основном заключаются в проектировании профилей которые могли бы быть достаточно просто изготовлены на современных станках.
Требования эксплуатационного характера заключаются в проектировании таких профилей которые обеспечивали бы долговечность работы механизма безударность и бесшумность его работы и легкость монтажа механизма а также в условии взаимозаменяемости зубчатых колес.
В цилиндрических зубчатых передачах с параллельными осями широко применяются эвольвентные профили зубьев.
Эвольвента - это траектория точки гибкой натянутой нити разматываемой с неподвижной окружностью db. Данная окружность в теории зацепления называется основной.
Свойства эвольвенты:
Касательная к основной окружности Ki является нормалью к эвольвенте т. Mi.
Отрезок нормали KiMi равняется дуге основной окружности.
Отрезок KiMi представляет собой кривизну эвольвенты в т. Mi.
1Расчёт основных геометрический параметров
Межосевое расстояние:
Расчет делительной окружности:
Расчет основной окружности:
Расчет окружности впадин зубьев:
Расчет окружности вершин зубьев:
Расчет толщины зубьев на делительной окружности:
Расчет толщины зубьев на основной окружности и по окружности вершин зубьев:
2. Расчет торцевого коэффициента перекрытия
Коэффициент перекрытия учитывает непрерывность и плавность зацепления зубьев шестерни и колеса. Для обеспечения непрерывности зацепления каждая последующая пара зубьев должна войти в зацепления еще до того как предыдущая пара выйдет из зацепления.
Картина зацепления вычерчивается в масштабе М 1:1 или М 2:1.
– теоретическая линия зацепления. Эта линия касательна к основным окружностям и в точках и .
- угол зацепления таким образом при вращении зубчатых колес в т. в контакт входит каждая очередная пара зубьев. В т. контакт этой пары завершается.
и - активный участок линии зацепления по нему реально перемещается контактная точка зубьев. Когда ведущая пара зубьев пришла в т. в т. в контакт вошла последующая пара зубьев.
Таким образом производится замер на участке нагрузка воспринимает одновременно двумя парами зубьев чем больше участок тем выше нагрузочная способность передачи – это явление характеризуются коэффициентом торцевого перекрытия.
Рассчитаем графически коэффициент торцевого перекрытия:
где - шаг зубьев по основной окружности.
В полюсе т. W всегда ведет одна пара зубьев поэтому расчет ведется именно для изображенного положения зубьев.

icon зацеп2.cdw

зацеп2.cdw

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 12 часов 16 минут
up Наверх