Синтез зубчатой передачи

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 15 Апреля 2013 в 20:39, курсовая работа

Описание работы

Это означает, что к входному звену, состоящему из стойки и ведущего звена 1, присоединяется структурная группа второго класса, первого вида, состоящая из звеньев 2-3, а затем к ней присоединяется структурная группа второго класса, второго вида, состоящая из звеньев 4-5. По классификации Ассура механизм принадлежит к механизмам второго класса.

Содержание работы

1. Синтез и кинематическое исследование рычажного механизма………..стр.

1.1.Структурный анализ и определяем класс механизма…………………………..стр.
1.2. Кинематическая схема механизма……………………………………………….стр.
1.3.План скоростей механизма……………………………………………………….стр.
1.4. План ускорений для положения механизма……………………………………стр.
1.5 Построение диаграммы перемещения Н ползуна в функции угла поворота кривошипа φ…………………………………………………………………………………………………..стр.

2. Кинетостатический расчет механизма……………………………………стр.

2.1. Силовой расчет структурной группы DEE………………………………………стр.
2.2. Силовой расчет структурной группы ABС………………………………………стр.
2.3. Силовой расчет звена 1 (ОА)……………………………………………………...стр.

3. Синтез зубчатой передачи…………………………………………………стр.

3.1. Определяем общее передаточное отношение редуктора и производим разбивку его по ступеням…………………………………………………………………………………………стр.
3.2 Подбор чисел зубьев планетарной передачи редуктора по полученным передаточным отношениям………………………………………………………………………..стр.
3.3. Построение картины линейных и угловых скоростей...........................................стр.
3.4 Геометрический расчет зубчатой пары простой ступени………………………..стр.
3.5 Профилирование пары зубчатых колес……………………………………………стр.
3.6. Построение эпюры коэффициентов скольжения…………………………………стр.
Список литературы………………………………………………

Файлы: 1 файл

куцрсовая оригинал.doc

— 789.50 Кб (Скачать файл)

          Для построения угловых скоростей на продолжении линии n-n ниже центра О5 на произвольном расстоянии отмечаем цент О. Через ц.О проводим горизонталь m-m. На линии n-n ниже ц.О на произвольном расстоянии отмечаем полюс Р.

           От точки Р проводим лучи, параллельные соответствующим лучам изменения линейных скоростей до пересечения с линией m-m.

Например, проведем из полюса P линию параллельно линии О1V12 изменения скоростей колеса 1 до пересечения с линией m-m и поставим точку 1. Аналогично строим угловые скорости для остальных колес 2,3,4,5 и водила Н.

 

3.4 Геометрический расчет  зубчатой пары простой ступени.

 

Определяем геометрические параметры  прямозубого внешнего зацепления в  зависимости от числа зубьев z4  и z5 , модуля m и коэффициентов смещения x4 и x5 инструментальной рейки.

 

Z4 = 20; Z5 = 30; m = 6.0;

 

Стандартные параметры зуборезной рейки (для всех одинаковые):

f0' =1, C0'= 0,25; a0 = 20°;

      Модуль рейки mр = m = 6.0 мм.

  Определим передаточное отношение:

   (3.13)

Знак «-» указывает, что зацепление внешнее.

    Далее определяем коэффициент обратного смещения y и коэффициенты смещения x4 и x5 для заданной пары.

    Таблицы проф. В. Н. Кудрявцева [1] содержат значения коэффициентов x1 и x2, сумма которых xC является максимально возможной при выполнении изложенных выше основных требований.

Данными, приведенными в этих таблицах, нужно пользоваться таким образом:

      *1. Если 2≥ U45≥1 (стр. 65 [1]), то сначала в таблице 3 (стр. 64 [1]) по заданному z1(z4) находят коэффициент y.

Затем в таблице 4 (стр. 66-67 [1]) по заданным z1 (z4) и z2 (z5) находят коэффициенты x1 (x4) и x2 (x5) для заданной пары.

    *2. Если 5≥ U45≥2, то сначала в табл. 5 (стр. 67 [1]) по заданному z1 (z4) находят коэффициенты y и x1 (x4). Затем в табл. 6 (стр. 68 [1]) по заданным z1 (z4) и z2 (z5) находят коэффициент x2 (x5).

    Далее определяем геометрические размеры зубчатого зацепления:

а) Сумма коэффициентов смещения:

xС = x4 + x5 =1.038+0.608=1.646  (3.14)

б) Сумма зубьев:

zC = z4 + z5 =20+30=50    (3.15)

в) Коэффициент отклонения межцентрового  расстояния:

                                          а = xс-y=1.646-0.250=1.396   (3.16)

г) Определяем инволюту угла зацепления и угол зацепления:

 

  (3.17)

где inv(α0) = inv(200) = 0,0149 определяем по таблице инволют [стр. 74, таблица 4.2, [3]]

aw - угол зацепления, определяем по таблице инволют [стр. 74, таблица 4.2, [3]]:

 

aw=27`3`

        Далее геометрический расчет параметров зубчатых колес осуществляем по формулам таблицы 3.1. [стр. 16, [2]] для неравносмещенного зацепления,

т.к. x4 ≠ x5

д) Радиусы делительных окружностей:

, мм

, мм

е) Радиусы основных окружностей:

 

rО4 = rД4 ∙cosa0 =60*0.939=56.34     , мм

rО5 = rД5 ∙cosa0=90*0.939=84.51     , мм

ж) Радиусы начальных окружностей:

 

, мм

, мм

з) Межцентровое расстояние:

, мм

          и) Радиусы окружностей впадин:

                                  Ri4 = rД4 - m∙(f0' + C0! - x4 )=60-6(1+0.25-1.038)=58.728 ,  мм

Ri5 = rД5 - m∙(f0' + C0! - x5)=90-6(1+0.25-0.608)=86.15    ,  мм

          к) Глубина захода зубьев:

                                             hЗ =(2f0' - y)∙m=(2-0.25)*6=10.5 , мм

          л) Высота зуба:

h = hЗ + C0!∙m=10.5+0.25*6=12   , мм

          м) Радиусы окружностей выступов:

                                                       Re4 = Ri4 + h=58.728+12=70.73, мм

Re5 = Ri5 + h=86.15+12=98.15  , мм

           н) Шаг зацепления:

по делительной окружности:    t = m∙p=6*3.14=18.84, мм

         по основной окружности:         tв = t∙cosa0 =18.84*0.939=17.96, мм

         у) Толщина зуба по делительной окружности:

 

, мм

, мм

          ф) Толщина зуба по основной окружности:

, мм

, мм

          ц) Толщина зубьев по окружности выступов:

, мм

, мм

где:

;  
37`;         
0.108;

;  
30`;         
0.0537;

                ч) Толщина зуба по начальной окружности:

, мм

, мм

 

3.5 Профилирование пары  зубчатых колес.

 

Зубчатая пара z4 и z5 представляет собой внешнее неравносмещенное эвольвентное зацепление. Выбираем масштаб построения 4:1. профили зубьев вычерчиваем в последовательности:

а) строим линию центров и все  окружности.

 

1. Проведём линию центров  O4O5 и отложим на ней межосевое расстояние А.

 

2. Проведём начальные окружности  радиусами r4 и r5 с центрами в точках O4 и O5. Точку касания начальных окружностей, лежащую на линии центров, обозначим Р (полюс зацепления).

Через точку Р проведём горизонталь  n-n. Под углом αW к горизонтали n-n проведем линию зацепления произвольного размера. Через точки O4 и O5 проведем перпендикуляры к линии зацепления. Точки пересечения этих перпендикуляров с линией зацепления обозначим N4 и N5.

Для колеса 4 построим окружности вершин, впадин, делительную и основную радиусами Re4, Ri4, rД4, rО4, соответственно, с общим центром в точке O4.

Для колеса 5 также построим окружности вершин, впадин, делительную и основную радиусами Re5, Ri5, rД5, rО5 соответственно, с общим центром в точке O5.

 

3. Точку пересечения окружности  вершин (Re5) колеса 5 с линией зацепления обозначим через А. Точку пересечения окружности вершин (Re5)  колеса 4 с линией зацепления обозначим В. Отрезок АВ является активной линией зацепления.

 

4. Построим оси симметрии для  трех зубьев шестерни 4.

От точки Р на начальной окружности (r4) шестерни 4, влево отложим половину толщины зуба для этой окружности. Полученную таким образом точку соединим с точкой О4 и получим ось симметрии первого зуба шестерни 4.

Справа и слева от проведенной  оси симметрии первого построим оси симметрии для двух других соседних зубьев шестерни.

Для этого от полученной оси симметрии  отложим шаг зацепления t в обе стороны по делительной окружности.

*Не перепутать с шагом зацепления  по основной окружности tВ.

Соединим полученные точки с  точкой О4 получим оси симметрии двух соседних зубьев шестерни 4.

 

5. Построим оси симметрии для  трех зубьев шестерни 5.

От точки Р на начальной окружности (r5) шестерни 5, вправо отложим половину толщины зуба для этой окружности. Через полученную таким образом точку соединим с точкой О5 и получим ось симметрии первого зуба шестерни 5.

Справа и слева от проведенной  оси симметрии первого построим оси симметрии для двух других соседних зубьев шестерни.

Для этого от полученной оси симметрии  отложим шаг зацепления t в обе стороны по делительной окружности.

*Не перепутать с шагом зацепления  по основной окружности tВ.

Соединим полученные точки с  точкой О5 получим оси симметрии двух соседних зубьев шестерни 5.

 

6. Профиль зуба для соответствующей  шестерни строим по точкам, используя  рассчитанные толщины зубьев SД, SО , Se , SН, откладывая их на соответствующей окружности (половина толщины в одну сторону от оси симметрии, половина в другую). Затем соединяем плавной кривой полученный точки и получим профиль зуба для рассматриваемой шестерни.

Сопряжение профиля зуба с окружностью впадин Ri выполняют радиусом:

 

r = 0,38 ∙ m=0.38*6=2.28, мм   (3.18)

 

7. Линия АВ ограничивает активный  участок зацепления.

Активный профиль зуба шестерни 4 снизу ограничен окружностью вершин (Re5) колеса 5, а сверху окружностью вершин (Re4) колеса 4. Дуга эвольвенты а4b4 отображает активный профиль зацепления шестерни 4.

Активный профиль зуба шестерни 5 сверху ограничен окружностью вершин колеса 4 (Re4), а снизу окружностью вершин (Re5) колеса 5. Дуга эвольвенты а5b5 отображает активный профиль зацепления шестерни 5.

Зацепление зубчатых колес начнется в точке А контактом точек  а5 на ножке колеса z5 и b4 на вершине зуба шестерни z4. закончится зацепление в точке В контактом точек b5 на вершине колеса z5 и а4 на ножке зуба шестерни z4.

 

Также на чертеже приводим следующую таблицу с параметрами зацепления:

 

m

Z4

Z5

α0

f0'

C0'

ξ4

ξ5

ψ

а

 

20

30

20`

1

0.25

1.038

0.608

0.250

1.396


 

 

3.6. Построение эпюры  коэффициентов скольжения. 

 

Эпюру относительных скольжений профилей зубьев строим в пределах активного участка линии зацепления АВ в системе координат l-Х, где 0-Х параллельно N4N5, 0-l перпендикулярно N4N5.

Величины относительных скольжений профилей зубьев определяем по формулам:

 

   
                (3.19)     

 

где е = N4N5 = _____ мм - длина теоретической линии зацепления по чертежу.

 

     
      (3.20)

В формуле (3.19) значение Х принимаем  для двух случаев:

 

при Х=0 и  при Х = е

 

В любом случае в полюсе зацепления Р:  l4 = l5 = 0.

 

Как показано на рисунке в пределах чертежа строим эпюру коэффициентов  скольжения. Для этого к линии  N4N5 из соответствующих точек проводим перпендикуляры. Параллельно N4N5 чертим ось 0-х. Из соответствующих точек А, В и Р на чертеже проводим перпендикуляры до пересечения осью 0-х и откладываем одноименные точки А, В и Р.

Далее на перпендикуляре проведенном  из точки N4 от оси 0-х вверх чертим ось 0-l4 и в произвольном масштабе откладываем расчетные значения коэффициентов l4, Затем на перпендикуляре проведенном из точки N5 от оси 0-х вверх чертим ось 0-l5 и в произвольном масштабе откладываем расчетные значения коэффициентов l5.

Строим линии относительных  скольжений. Как показано на рисунке  через точку l4 и полюс Р проводим плавную кривую. Аналогично проводим плавную кривую через точку l5 и полюс Р.

Зону, ограниченную линиями относительных  скольжений l4 и l5 и перпендикулярами, проведенными из точек А и В заштриховываем. Данная зона и будет представлять эпюру относительных скольжений профилей зубьев шестерен 4 и 5.

 

Коэффициент перекрытия определим  по формуле:

 

           

где АВ = _____ мм – измеряем по чертежу

t = ______ мм – шаг зацепления измеряем по чертежу.

 

Для проверки точности найдем коэффициент перекрытия по формуле:

Определим ошибку:

 

 

                                                  ЛИТЕРАТУРА

 

1. АС Кореняко, Л.И. Кременштейн.  «Курсовое проектирование по  теории механизмов и машин» - М.:Машгиз, 1960. - 260 с.

2. Л.Н. Руденко «Синтез зубчатой  передачи» - Тирасполь, 2003. - 28с.

3. Ю.И. Евдокимов Курсовое проектирование  по теории механизмов и машин  в примерах: Учебное пособие, Новосибирск, 2010 г.

 


Информация о работе Синтез зубчатой передачи