Сделай Сам Свою Работу на 5

Построение кинематических диаграмм движения толкателя





Закон движения коромысла (Рис.2) задан в виде графика аналога ускорений. Методом графического интегрирования строим сначала график аналога скоростей, а затем график аналога перемещений.

 

 

Определяем масштабные коэффициенты графиков:

μφ= ;

μφ= 0.02 ;

μS= ;

μS=0.003 ;

;

;

;

0.05 ;

;

;

;

;

 

Определение основных размеров кулачкового механизма

Угол α между нормальной силой P и скоростью толкателя называется углом давления. Угол называется углом передачи.

Формула для определения угла давления:

;

;

e – смещение, S – перемещение толкателя, r0 – минимальный радиус-вектор кулачка.

 

Как видно из последней формулы, с уменьшением радиус-вектора угол давления увеличивается, что приводит к увеличению давления и силы трения в паре толкатель-направляющая, а при достаточно больших углах давления – и к заклиниванию. В этой связи угол давления α в механизме должен быть больше не больше максимально допустимого , т.е. (или ), что обеспечивается условием , где – минимально допустимый угол передачи, - минимально допустимый радиус-вектор кулачка.

Минимальный радиус-вектор кулачка определяют по зависимости .



 

 

 

Построение диаграммы изменения угла давления

LCB= 0.11 (м) и углу размаха толкателя γ=35˚ определяют ход конца толкателя B:

;

Из центра С вращения коромысла проводим дугу окружности радиусом 110 мм. От точки B0 по этой дуге откладывают перемещения точки В, взятые в виде ординат с графика перемещений. Полученные точки В1, В2, В3, В4 и т.д. соединяют с центром С и вдоль этих лучей от точек откладывают отрезки изображающие аналоги скоростей в натуральную величину. Плавная кривая, соединяющая точки , есть диаграмма характеристик углов давления. Минимальные габариты кулачкового механизма находят с использованием этой диаграммы. Под заданным допустимым углом давления γдоп=35˚ проводят через точки лучи, которые в пересечении образуют область допустимых положений центра вращения кулачка.

 

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА

 

Структурный анализ зубчатого механизма



Прямозубое цилиндрическое колесо:

dα – диаметр вершин;

df – диаметр впадин;

d – делительный диаметр.

, где - модуль зубчатого колеса, Р – окружной шаг зубьев.

Делительная окружность является базовой для определения элементов зубьев и их размеров.

hα – делительная высота головки зуба;

hf – делительная высота ножки зуба.

- угловой шаг зубьев.

 

Эволютой называется геометрическое место центров кривизны какой-либо кривой, а сама кривая по отношению к эволюте называется эвольвентой (разверткой). Следовательно, эвольвента окружности, которая была предложена для образования профилей зубьев в 1727 г. Л. Эйлером, есть кривая, эволюта которой окружность, называемая основной.

Если профили зубьев двух колес очерчены по эвольвентам, то точка их касания лежит на общей касательной к основным окружностям, являющейся общей нормалью к обеим эвольвентам в точке их касания. Так как нормаль к эвольвентам в любой точке их касания всегда проходит через одну и ту же точку Р (полюс зацепления) на межосевой линии О1О2, то эвольвентное зацепление обеспечивает постоянство передаточного отношения. Касание эвольвент возможно лишь на отрезке АВ, называемом линией зацепления. За пределами АВ происходит пересечение эвольвент, а для зубьев – интерференция, при нарезании же – подрезание зубьев у ножки.

Так как не вся эвольвента используется для образования боковых профилей зубьев, то действительное зацепление пары зубьев будет происходить на отрезке , называемом активной линией зацепления. Она ограничена окружностями вершин зубчатых колес. Угол поворота зубчатого колеса передачи от положения входа зуба в зацепление (точка a) до выхода его из зацепления (точка b) называется углом перекрытия. Отношение угла перекрытия к угловому шагу называется коэффициентом перекрытия (εγ). Расстояние pα между одноименными боковыми поверхностями соседних зубьев, измеренное по линии зацепления, называется шагом эвольвентного зацепления. Отношение .



 

Подбор чисел зубьев

1) Общее передаточное отношение редуктора определим по заданной частоте вращения электродвигателя и кривошипа:

, где

- частота вращения электродвигателя,

- частота вращения кривошипа.

;

.

2) Передаточное отношение простой ступени с неподвижными осями колес:

, где

- число зубьев колес.

;

.

3) Тогда передаточное отношение планетарной части редуктора будет равно:

4) Передаточное отношение планетарного механизма заданной схемы определяется по формуле:

Если принять

По условию соосности определим число зубьев на сателлите:

5) Максимально возможное число сателлитов находят по условию соседства:

Из условия сборки:

6) Подобрав числа зубьев колес планетарного механизма, определяем диаметры колес, предположив, что все колеса нулевые.

m – модуль зубчатых колес;

m = 10

;

;

;

;

.

 

Рассчитаем масштабные коэффициенты:

;

;

.

 








Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.