Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.
Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.
Результат поиска
Наименование:
Реферат/Курсовая Теория машин и механизмов
Информация:
Тип работы: Реферат/Курсовая.
Добавлен: 25.04.13.
Год: 2012.
Страниц: 7.
Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%
Описание (план):
3. СИНТЕЗ МЕХАНИЗМОВ
С ВЫСШИМИ ПАРАМИ
3.1. Синтез
кулачкового механизма
Данный
кулачковый механизм является плоским
кулачковым механизмом с дисковым кулачком
и коромысловым толкателем. Для уменьшения
трения в высшей кинематической
паре кулачок-толкатель на конце толкателя
укрепляется ролик.
Механизм служит
для преобразования вращательного
движения кулачка в возвратно-вращательное
движение толкателя в соответствии
с требуемым законом движения.
Задача синтеза
механизма состоит в определении
его основных размеров и построении
профиля кулачка. При этом минимальный
радиус теоретического профиля кулачка
Ro подбирается из условия ограничения
угла давления в высшей паре (условие незаклинивания)
u < uдоп ,
где u, uдоп - соответственно
текущий и допускаемый углы давления.
При подборе радиуса
ролика Rрол следует учесть условия
соседства звеньев и незаострения профиля
кулачка
Rрол < 0,33?Ro;
Rрол < 0,8?Rкрив,
где Rкрив -минимальный
радиус кривизны теоретического профиля.
3.1.1.
Кинематические диаграммы
В произвольном
масштабе строим диаграмму
аналога ускорения толкателя, соответствующую
заданному закону движения. Амплитуды
графиков на интервалах подъема и опускания
обратно-пропорциона ьны квадратам величин
соответствующих интервалов движения.
Методом графического
интегрирования получаем диаграмму аналога
скорости Y’-j, а затем - диаграмму
перемещения толкателя Y-j.
Определяем масштабные
коэффициенты диаграмм:
m y = Yи/<Yи> = 30/50 = 0,6 град/мм
= 0,0105 рад/мм;
m y’
= m y/<Op’>/m ф = 0,0105/30/0,0175 = 0,02
1/мм;
m y”
= m y’/<Op”>/m ф = 0,02/30/0,0175 = 0,0382
1/мм.
Из
диаграмм находим значения кинематических
величин и заносим их в табл.
3.1.
3.1.2.
Определение основных размеров
Минимальный
радиус теоретического профиля кулачка
удобно выбирать, используя диаграмму S - S”, где S = L?Y; S’= L?Y’ (L - длина коромысла).
Если
к этой диаграмме провести лучи
под допускаемым углом передачи g=90-u, то во внутренней
области пересечения этих лучей должен
находиться центр вращения кулачка. При
этом обеспечивается условие ограничения
угла давления.
Используя
данные таблицы 3.1 строим криволинейную
диаграмму S -S’ в масштабе m s = m s’ = 1,0 мм/мм . Выбираем
центр вращения кулачка О ближе к вершине
допускаемой области. При этом Ro = 55 мм,
межосевое расстояние Lo = 140 мм.
Соединяем центр кулачка с
точками диаграммы и замеряем углы передачи gi; вычисляем
углы давления ui = 90° - gi. Результаты вычислений заносим в таблицу 3.1. Строим график u-j.
Таблица 3.1
3.1.3.
Профилирование кулачка
Вначале
строим теоретический профиль кулачка
способом обращения движения. Согласно
этому способу перемещаем толкатель
в направлении, противоположном
направлению вращения кулачка, и
отмечаем положения конца толкателя.
Отмеченные точки соединяем
лекальной кривой - получаем теоретический
профиль кулачка.
Принимаем
радиус ролика Rрол = 16,5 мм.
Практический
профиль кулачка строим как кривую,
отстоящую от теоретического профиля
на величину радиуса ролика. Заострения
профиля не наблюдается. В положениях
4 и 12 на профиле кулачка строим углы давления.
Величины этих углов хорошо совпадают
с табличными.
e = [Z1(tgaa1
- tgaw)+Z2(tgaa2-tgaw)]/(2p) = [15(0,7031–0,3796)+3 (0,5368-0,3796)]/6,28
= 1,5227.
3.2.2.
Построение картины зацепления
Задаем
масштабный коэффициент построения
таким, чтобы высота зубьев на чертеже
была не менее 40 мм:
ml <= 2,25?m/40 = 2,25?2/40 = 0,113 мм/мм.
Принимаем ml = 0,112 мм/мм.
Намечаем
точки О1 и О2
на расстоянии
w.
Проводим дуги
всех окружностей колес.
Проводим
лучи О1А и О2В
под углом зацепления к межосевой линии
О1О2. Соединяем точки А и В.
Линия АВ называется линией зацепления.
Пересечение линий АВ и О1О2
дает точку Р - полюс зацепления.
Строим
эвольвентные части профилей зубьев
колес с точкой контакта в полюсе
зацепления. Для этого имитируем
процесс обкатки касательных
АР, ВР по соответствующим основным
окружностям колес.
Неэвольвентные
части профилей зубьев проводим по
радиальным прямым
с закруглениями (галтелями) при переходах
к окружностям впадин.
После
выполненных построений мы имеем
профили зубьев с одной стороны.
Учитывая симметричную форму зубьев,
зеркально отображаем полученные профили
относительно линий симметрии зубьев. Для построения
линий симметрии зубьев нужно по делительным
окружностям отложить половины толщин
зубьев; через полученные точки и центры
колес провести прямые. Эти прямые и будут
линиями симметрии.
Используя
угловые шаги линий симметрии
зубьев колес, строим еще два
зуба каждого колеса (по шаблонам).
Отмечаем
практическую линию зацепления (аb) между точками
пересечения окружностей вершин с теоретической
линией зацепления АВ. Показываем рабочие
участки профилей зубьев.
Определяем коэффициент
перекрытия по данным картины зацепления
e = <ab>?ml/(p?m?cosa) = 80?0,112/(3,14?2?0,93 7) = 1,52.
3.2.3.
Коэффициенты относительного скольжения
Коэффициенты
относительного скольжения характеризуют
влияние геометрии зубьев на износ
профилей. Величины коэффициентов определяются по формулам:
l1 = 1+1/u12-AB/(x?u12);
l2 = 1+u12-AB?u12/(AB-x),
где u12=Z2/Z1
= 30/15 = 2; AB – длина теоретической линии
зацепления (из чертежа aАВn = 143 мм); х – расстояние
от точки А до точки контакта. Составляем
таблицу коэффициентов относительного
скольжения:
По
данным таблицы строим графики l1, l2.
3.3. Расчет
планетарного редуктора
3.3.1.
Числа зубьев планетарной передачи
Общее
передаточное отношение редуктора
Uобщ = wДВ/wH = 149,749/18 = 8,319.
Передаточное
отношение планетарного редуктора
U3H = Uобщ/(Z2/Z1)
= 8,319/(30/15) = 4,16.
Так
как U3H = 1+Z5/Z3
и Z5=Z3+2Z4, то U3H=2+2Z4/Z3.
Отсюда
Z4/Z3=(U3H-2)/2
= (4,16-2)/2 = 1,08 < 1.
Принимаем Z3 = 20. Тогда
Z4
= 1,08Z3 = 1,08Z3 = 22;
Z5
=Z3 + 2Z4 = 20 + 2?22 = 64.
Число
сателлитов из условия сборки
K =(Z3+Z5)/q,
q - целое число, т.е.
K =(20+64)/q = 84/q = 1, 2, 3
… 42. Принимаем K = 3.
Проверяем
условие соседства
K < 180°/arcsin[(Z4+2)/(Z3+Z4)]=180°/arcsin(24/42)= 5,165.
Для
вычерчивания схемы необходимы диаметры начальных
окружностей.
Полагая,
что колеса будут без смещения,
вместо начальных окружностей воспользуемся
делительными. Радиус делительной окружности
колеса i
Ri = m?Zi/2 = 5?Zi/2.
После
расчетов получим
R3
= 20 мм; R4
= 22 мм; R5
= 64 мм.
Схему
планетарного редуктора вычертим в
масштабе 1:1.
3.3.2. Картина линейных
и угловых скоростей
Для
построения картины линейных скоростей
зададимся отрезком <pb>, изображающим
скорость точки В сателлита. Такую же скорость
будет иметь точка В водила. Пользуясь
тем, что мгновенный центр скоростей сателлита
находится в точке С, графически определим
отрезок <pa>, изображающий скорость
точки А2. Таким же будет отрезок,
изображающий скорость точки А1.
Соединим концы построенных скоростей
с соответствующими центрами вращения,
получим линии распределения скоростей
всех подвижных звеньев.
Для
построения картины угловых скоростей
из точки O произвольного
отрезка OP проведем лучи, параллельные
линиям распределения скоростей. Лучи
отсекают на горизонтальной прямой отрезки
P-3, P-4, P-Н, пропорциональные угловым скоростям w3, w4, wH соответственно.
По картине угловых скоростей передаточное
отношение
U3H = <P-3>/<P-H& t;
= 120/29 = 4,138.
