Исходные данные: Аw=280; М=5; U=2,24
Сумма смещений x1+x2=1,064651
По блокирующему контуру Болотовского выбираем смещение первого
колеса x1=0,4,64, следовательно x2=0,600651
Таблица 2 Геометрические характеристики зубчатого колеса
| Диаметры, мм | I колеса | II колеса |
| Начальный | 173,091 | 386,909 |
| Делительный | 170,000 | 380,000 |
| Основной | 159,748 | 357,083 |
| Впадин | 162,110 | 373,507 |
| Вершин | 183,993 | 395,360 |
| Толщина зуба по дуге делительной Окружности,мм | 3,080 | 3,069 |
| Толщина зуба по дуге окружности вершин, | 1,336 | 3,380 |
| Шаг зацепления, мм | 15,708 | |
| Основной шаг, мм | 14,761 | |
| Коэффициент перекрытия | 1,538 | |
| Число зубьев в длинах общих нормалей | ||
| Длины общих нормалей, мм | 70,391 | 132,842 |
| Угол профиля на окружности вершин | 29,747 | 25,420 |
| Угол профиля в нижней граничной точке | 14,889 | 18,329 |
| Угол профиля в нижней точке активного участка | 16,030 | 19,195 |
Таблица 3 Исходные данные для построения бокового профиля зуба
| Шаблон второго колеса | |
| высота | толщина |
| 0,009 | 3,845 |
| 2,261 | 5,851 |
| 4,348 | 7,564 |
| 6,277 | 9,018 |
| 8,052 | 10,242 |
| 9,681 | 11,264 |
| Шаблон первого колеса | |
| высота | толщина |
| 0,016 | 3,449 |
| 2,581 | 6,040 |
| 4,786 | 7,917 |
| 6,661 | 9,246 |
| 8,232 | 10,153 |
| 9,523 | 10,741 |
ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
Таблица 4 Исходные данные кулачкового механизма
| φ0 | φп:φв:φо | Kп | Kо | Тип | h,мм | е,мм | β° | А(мм) | αmax0 |
| 2:2:1 | 1,3 | в | - | - |
Построение кинематических диаграмм
Определим фазовые углы:
-фаза подъема; (41)
- фаза верхнего выстоя; (42)
-фаза опускания; (43)
В радианах:
рад
рад
рад
рад
мм
мм
мм
мм
Принимаем W”п_max= 30 (мм).
Тогда W”п min= _ W”п max/Кп=30/1,3=23.07692 мм. (44)
W”o min= W”п _max 
мм (45)
W”о _min= W”о max/Ко=104,3478 мм. (46)
По полученным данным строим диаграмму аналогов ускорений, для которой масштаб угла поворота кулачка
рад/мм,
где, 
- значение рабочего угла на чертеже, в мм.
Масштабы диаграмм следующие:
рад/мм
1/рад*мм
1/рад2*мм
Определение минимального радиуса кулачка
KS2 =0.0009 м/мм -масштаб
R0 min= КS * 
=88,58*0.0009= 0,079772 м (47)
КS3= rmin / 
=0.079772/44,29=0.0018 м/мм -масштаб построения профиля кулачка.
РАСЧЕТ ПОТЕРИ МОЩНОСТИ НА ПРЕОДОЛЕНИЕ СИЛ ТРЕНИЯ
Примем коэффициенты трения: fпост=0,15 и fвращ=0,09
Диаметры цапф примем 30 мм.
1. N(R02)= fвращ* R02*d/2* 
2=
=0.09*4138,658531*0.015*10,50105=58,67135123 Вт (48)
2. N(R23) = fвращ* R23*d/2*| 3- 2|=
=0,09*4120,11824*0,015*8.27275=46.01435603 Вт (49)
3. N(R34)= fвращ* R34* d/2*| 4- 3|=
=0,09*4046,5447*0,015*1.863=10.17726225 Вт (50)
4. N(R45) = fпост* R45* VЕЕ4=0,15*7357,3551*2,15118=2374,049272 Вт (51)
5. N(R56) = fвращ* R56* d/2* | 6- 4|=
=0,09*7156,973108*0,015*2,3687=22,88617497 Вт (52)
6. N(R06) = fвращ* R06* d/2* 6=
=0,15*7102,339725*0,015*6,46=103,2325079 Вт (53)
7. N(R04) = fвращ* R04*d/2* 4=
=0,09*3789,03731*0,015*4,0913=20,92781927 Вт (54)
Суммарная потеря мощности:
Вт (55)
 |
ВЫВОДЫ
На первом листе «Исследование динамики механизма» мы получили закон движения начального звена, определили движущий момент.
На втором листе «Силовой расчет механизма» мы определили усилия в кинематических парах и уравновешивающий момент, при котором обеспечивается принятый закон начального звена.
Погрешность в расчетах составила:
по методу Жуковского Н.Е.:
;
по методу Бруевича Н.Г.:
.
На третьем листе получили картину зацепления зубчатой передачи.
На четвертом листе определили профиль кулачкового механизма.
 |
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1 Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин.-М.:Наука,1988.-с.640.
2 Кожевников С.Н. «Теория механизмов и машин». Учебное пособие для
студентов вузов Изд. 4-е М., «Машиностроение». 1973г. 592с.
3 Курсовое проектирование по теории машин и механизмов. Под редакцией
Г.Н. Девойно.-Минск: Высшая школа,-1986.-с.289.
4 Ахметьянов И.Р. Курс лекций по теории механизмов и машин
5 Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Кореняко А. С. и др. Высшая школа, 1970. - 332 с.