а) Синтез рядовой зубчатой передачи: z1=12; z2=24; mI=2,5 мм; – исходные данные.
ξ1=0,706; ξ2=0,333; ψ=0,17 ([1], стр 64-67)
Сумма коэффициента смещения:
ξс=ξ1+ξ2=0,706+0,333=1,039
Сумма зубьев: zc=z1+z2=12+24=36
Коэффициентные отношения мелиценперенных расстояний:
a=ξс- ψ=1,039-0,17=0,869
Угол зацепления: 1000 ξc/zc=26,64; αW=26º25´ ([1], стр 29, рис.26)
Радиусы делительных окружностей
Радиусы основных окружностей.
rв1=r1∙Cos α0=15∙Cos 20º=14,1 мм.
rв2=r2∙Cos α0=30∙Cos 20º=28,2 мм.
Радиусы начальных окружностей.
rW1=rв1(1+2а/zc)=15(1+2∙0,87/36)=15,7 мм.
rW2=rв2(1+2а/zc)=30(1+2∙0,87/36)=31,5 мм.
Межцентровое расстояние.
А=m(zc/2+a)=2,5(36/2+0,87)=47,2 мм.
Радиусы окружностей впадин.
Глубина захода зубьев
Высота зуба.
Радиусы окружностей выступов
ra1=rf1+h=13,64+5,21=18,85 мм.
ra2=rf2+h=27,71+5,2=32,92 мм.
Шаг зацепления
P=π∙mI=3,14∙2,5=7,85 мм.
Толщина зуба
S1= P/2+2ξ1∙mI∙tg α0=7,85/2+2∙0.706∙2,5∙ tg 20°=5,21 мм.
S2= P/2+2ξ2∙mI∙tg α0=7,85/2+2∙0.333∙2,5∙ tg 20°=4,54 мм.
Сделаем проверку:
r1+r2=A 15,7+31,5=47,2
A-ra1-rf2=0,25m=0,75 47,2-18,85-27,70=0,65
A-ra2-rf1=0,25m=0,75 47,2-32,92-13,64=0.65
Вычислим коэффициент k
k=50/h=50/5,21=9,59=10 масштаб увеличиваем в 10 раз, тогда.
r1=150 мм. r2=300 мм.
rв1=178 мм. rв2=282 мм.
rW1=157 мм rW2=315 мм.
rf1=136 мм. rf2=277 мм.
ra1=189 мм. ra2=329 мм.
S1=52 мм. S2= 45 мм.
А=472 мм; hзак=46 мм; h=52 мм.
P=79 мм.
Вычислим коэффициенты относительного скольжения.
U21=z1/z2=0.5
U12=z2/ z1=2
λ1=1+U21-U21∙g/g-x=1+0,5-0,5*9,81/9,81-x=1,5-4,905/9,81-x
λ2=1+U12-U12∙g/x=3-19,62/x
| xi | |||||||||||
| λ1 | 0,95 | 0,88 | 0,79 | 0,67 | 0,51 | 0,28 | -0,86 | -2,91 | -∞ | ||
| λ2 | -∞ | -17,3 | -7,15 | -3,77 | -2,08 | -1,06 | -0,38 | 0,46 | 0,74 |
С учетом коэффициента k.
| xi | |||||||||||
| λ1 | -17 | -58 | -∞ | ||||||||
| λ2 | -∞ | -346 | -143 | -75 | -42 | -21 | -8 |
Б) Синтез соосного цилиндрического планетарного редуктора.
Z1:z2:z3:c= 1:0,12:1,23:0,74;
проверила условия собираемости:
z1+z3=KC
C=(z1+z3)K=(140+174)/3=104,67 - условие собираемости выполняется
d1=m∙z1=560 мм. dω1=d1=560 мм.
d2=m∙z2=68 мм. dω2=d2=68 мм.
d3=m∙z2=696 мм. dω3=d3=696 мм.
r1=280 мм. (140 мм)
r2=34 мм. (17 мм)
r3=348 мм. (174 мм)
Масштаб.
μv=υA3,4/100=86,45/100=0,86 м/с/мм
μn=n1/(KH)=2950/7=421 об/м∙мм.
Синтез плоского кулачкового механизма.
5.1 Построение движения толкателя.
По оси абсцисс графика зависимости ускорения толкателя в функции поворота кулачка W→φ в произвольном масштабе откладываем углы φу, φ∂, φВ. Диаграмму W→φ строим в соответствии с заданием измерением (диаграмма В)
Для построения диаграммы υ→φ графически используем график W→φ.
Диаграмму перемещения толкателя s→φ строим как интегральную кривую функции υ→φ, затем определяем масштаб диаграммы.
5.2 Определение минимального радиуса кулачка.
Накладываем диаграмму s→φ и W→φ одну на другую и просуммируем их. Для этого предварительно диаграмму s→φ построим в масштабе 
.
Радиус основной шайбы кулачка определяем из условия выпуклости профиля кулачка (метод проф. Я. Х. Геронумуса)
r0>-(
+S)+ 10 мм.
r0=47
5.3 Профилирование кулачка.
h=4, r0=47 мм
Из точки О проводим окружность, радиусом r0 и делим её на части пропорциональные углам φy, φ∂ и φB. Каждый из углов φy и φB делим на 6 равных частей. От точек деления на окружности r0 вдоль радиальных лучей откладываем соответствующие деления S из графика S=S(φ) через полученные точки проводим перпендикуляр к лучам, изображающим оси толкателя в обращенном движении и вычерчиваем огибающую всех построенных перпендикуляров, которая и будет профилем кулачка.
6. Список литературы.
1. Кореняко, А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: учебник для вузов 5-е изд., репринт.- М.: Альянс, 2008-650с.
2. Артоболевский И.И. Теория механизмов и маши. М.: Наука. 2001-640с.
3. Фролов К.В. Теория механизмов и машин, М.: Высшая школа, 2003-496с.