Исследование семизвенного механизма и синтез эвольвентного зубчатого зацепления

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство морского и речного транспорта

Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Волжская государственная академия водного транспорта

Кафедра прикладной механики и подъемно-транспортных машин

Расчетно-пояснительная записка к курсовой работе

Исследование семизвенного механизма и синтез эвольвентного зубчатого зацепления

Студент Цибизов М М

РуководительТорнопольская Т И

2013 г.

Содержание

Техническое задание

1. Структурное исследование плоского механизма

2. Кинематическое анализ плоского механизма

2.1 План положений

2.2 План скоростей механизма

2.3 План ускорений механизма

3. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления

Список использованной литературы

Техническое задание

1. Выполнить структурное исследование плоского механизма.

2. Выполнить кинематическое исследование плоского механизма.

3. Выполнить синтез эвольвентного зубчатого зацепления.

Исходные данные:

LOA = 0,15 м; LАВ =0,58; LВС = 0,23 м; LCE = 0,33 м; LEF = 0,27 м; LCD = 0,15 м; LED = 0,37 м; La = 0,42 м; Lb = 0,80 м; Lc = 0,50 м; Ld = 0,35 м; m = 8 мм; б = 195°; nвщ = 450 об/мин; nвд = 320 об/мин.

1. Структурное исследование плоского механизма

Структурная схема заданного механизма представлена на рисунке 1.

Рис. 1

Выполним анализ кинематических пар (табл. 1). Для каждой пары определим какими звеньями она образована; какие относительные движения звеньев ее образующих; ее класс; высшая или низшая; наименование пары

ТАБЛТЦА 1: ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ЗВЕНЬЕВ МЕХАНИЗМА

№	Название	Схема	№ СП	Движение	Особенности
0	стойка		I	отсутствует	относительное движение - вращательное
1	кривошип		I;II	вращательное	полный оборот
2	Рычаговый кривошип		II, III,V	Плоское	Нет связи со стойками
3	ползун		III, IV	возвратно- поступательное	направляющая неподвижна
4	Пластина Шатун		VI,VI,IX	Плоское	Нет связи со стойками
5	Коромысло		IX, X	вращательное	неполный оборот
6	шатун		VI, VII	плоское	нет связи со стойками
7	Качающийся камень		VII, VIII	Возвратно-вращательное	Вращается относительно стойки
8	Стойка		IV	отсутствует	Относительно движение поступательное
9	стойка		X	отсутствует	относительное движение - вращательное
10	стойка		VIII	отсутствует	относительное движение - вращательное

Анализ Кинематических пар

Таблица 2: Анализ кинематических пар

Звенья видов КП	Класс КП	Схема	Вид КП	Относительное движение
0,1	I		Первичный механизм	Вращение
1,2	II		ВВВ 1 Вид	Вращательное
М2,3	III		ВВП 2 вид	Вращательное
3,8	I		Выходная пара	Поступатедьное
2,4	II		ВВВ 1 Вид	Вращательное
4,6	II		ВВП 2 Вид	Вращательное
6,7	II		ВПВ 2 Вид	Поступательное
7,10	I		Выходная пара	Вращательное
4,5	II		ВВВ 1Вид	Вращательное
9,5	I		Выходная пара	Вращательное

W=3n-2p=3*7-2*10=1

P2 - число кинематических пар II класса,

P1 - число кинематических пар I класса.

Разделим механизм на структурные группы Ассура и первичный механизм (табл. 2; рис. 2).

4) Первичный механизм

Гр 0 Гр 1 Гр 2

w0=3*1-2*1=1 w1=3*2-2*3=0 w2=3*2-2*3=0

Гр3

w3=3*2-2*3=0

w=w0+w1+w2+w3=1+0+0+0=1

Рис. 2.

Данный механизм является рациональным у него нет избыточных связей.

Унего : 7 подвизных звеньев и 3 неподвижные

2. Кинематическое анализ плоского механизма

2.1 План положений

Для построения кинематической схемы исследуемого механизма выбираем масштаб длин ??i:

По горизонтали:

По вертикали:

;

-реальный размер;

- масштаб плана положений;



i=116*0,003=0,35м;

Строим механизм в заданном положении.

2.2 План скоростей механизма

Механизм 1 класса - кривошип ОА связан со стойкой вращательной парой и совершает равномерное вращение вокруг центра О - угловая скорость кривошипа ОА определяется через частоту вращения n [об/мин] по формуле:

щ1 = рn/30 = 3,14·320/30 = 3,5 рад/с.

Скорость точки А1 начального звена:

VA1 = VA2 = щ1 · lOA = 3,5 · 0,15 = 0,525 м/с

Направлен вектор VA1 перпендикулярно ОА в сторону угловой скорости щ1.

Выбираем ??v - масштаб построения плана скоростей.

Пусть вектору скорости соответствует отрезок ра1 = 50 мм, где точка р - начало построения плана скоростей - полюс плана скоростей.

Тогда масштаб построения плана скоростей:

??v = ра1 /VA1 = 0,525 /50= 0,0105

Строим план скоростей.

Отложим от полюса р отрезок ра1 в направлении скорости .

, т.к. звенья 1 и 2 связаны вращательной кинематической парой, а , т.к. звенья 2 и 3 связаны поступательной кинематической парой. Для точки А3 согласно II-ому способу разложения движения:

Снимем с плана скоростей отрезок : ва=62 мм, рв=19мм;

Замеряем, отрезки на плане скоростей и вычисляем модули скоростей:



0,0945 м/с

Определим =0,88рад

АС=АВ+ВС=0,58+0,23=0,81м/с

Рассмотрим зв 4.

Скорость точки Е получается построение из полюса Е и стойки 9:

д

Снимем с плана скоростей отрезок :pe=368,8мм ce=338,8мм

3,5 м/с

Определим угловую скорость =6,5рад

Звено5 определяем скорость точки D с помощью полюса Е и полюса С

Снимем с плана скоростей: ed=377,3мм cd=154,7мм

 1,4 м/с

Определим

Звено 6 точку Н мы определяем через полюс D и стойку 10

Снимем с плана скоростей: hd=24мм ph=219 мм

,3 м/с

Определим угловую скорость звена 6 =0,71рад

2.3 План ускорений механизма

Звено1Механизм 1 класса - кривошип ОА связан со стойкой вращательной парой и равномерно вращается вокруг центра О.



- Полюс плана ускорений

Принимаем:

= 50мм

Выбираем масштаб ускорений ??а - масштаб построения плана ускорений. Пусть вектору ускорения , соответствует отрезок ра1 = 50 мм. Тогда масштаб ускорений:

??=

Звено2 Рычаговый кривошип

Модули:

Снимем с плана ускорений ф=13,4 мм

Модуль:

Снимем с плана ускорений

3вено 4 : Е полюс С

Стойка 9

Модули:

Снимем с плана ускорений:

Звено 5 D Полюс С

Полюс Е

Снимем с плана ускорений

Звено 7 H полюс D

Стойка 10

Кориолисово ускорение, вернее отрезок, изображающий его на плане ускорений, определяем по формуле:

,

3. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления

Определим основные параметры зацепления.

Передаточное отношение:

u1,2 = nВЩ/ nВД = 450/320 = 1,4

Число зубьев ведомого колеса:

Z2 = d2/m = 300/8 = 38;

где d2 = m Z2 = 8•38 = 304 мм - диаметр делительной окружности ведомого колеса.

Число зубьев ведущего колеса:

Z1 = Z2/ u1,2 = 38/1,4 = 27

Диаметр делительной окружности ведущего колеса:

d1 = m Z1 = 8•27 = 216 мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

dа1 = m (Z1 + 2) = 8•(27 + 2) = 232 мм;

dа2 = m (Z2 + 2) = 8•(38 + 2) = 320 мм

Диаметры окружностей впадин:

df1 = m (Z1 - 2,5) = 8•(27 - 2,5) = 196 мм;

df2 = m (Z2 - 2,5) = 8•(38 - 2,5) = 320 мм

Высота головки зуба:

ha = ha*m = 1•8 = 8 мм.

Высота ножки зуба:

hf = (ha* + c*)m = (1 + 0,25)•8 = 10 мм.

Шаг зацепления по делительной окружности:

р = рm = 3,14•8 = 25,1 мм.

Толщина зуба s и ширина впадины е по делительной окружности:

s = e = p/2 = 25,1/2 = 12,56 мм.

Радиус сопряжения зуба с окружностью впадин:

Межосевое расстояние:

а = О1О2 = 0,5m(z1 + z2) =d1+d2/2=216+304/2= 260 мм.

Проведем построение эвольвентного зубчатого зацепления.

Проводим линию центров колес.

Отложим на линии центров межосевое расстояние.

Из центров колес проводим делительные окружности. Эти окружности касаются друг друга в точке Р, лежащей на линии центров и называемой полюсом зацепления.

Проводим окружности вершин и окружности впадин каждого колеса.

Через полюс Р проводим касательную (t-t) к делительным окружностям перпендикулярно к линии центров колес.

Через полюс Р под углом б (угол зацепления) проводим линию зацепления n-n. Наклон линии зацепления зависит от направления вращения колес. кинематический эвольвентный зубчатый зацепление

Из центров колес опустим перпендикуляры О1М и О2N к линии зацепления.

Проведем основные окружности с диаметрами dO1=2O1M и dO2=2O2N.

На основных окружностях строим эвольвенты - кривые, формирующие профиль каждого зуба колес зацепления.Отметим на основной окружности точку О - начало эвольвенты, от нее откладываем по основной окружности несколько равных дуг 0-1; 1-2; 2-3 и так далее длиной 8-10 мм. Через полученные точки проводим касательные к основной окружности и на каждой касательной откладываем столько дуг, сколько размещается от точки касания до корня эвольвенты. Полученные на касательных линиях точки соединяем плавной кривой - эвольвентой.

Полученная таким образом кривая является профилем зуба колеса.

По делительным окружностям размечаем шаг зацепления и откладываем толщину зубьев S и ширину впадины е. Вычерчиваем профили 3-4 зубьев каждого колеса.

Определим коэффициент перекрытия колес по формуле:

е = СД/(р(cosб)) = 38/(25,12·cos20) = 1,61,

где СД - активный участок линии зацепления.

Точка С (начало участка) - точка пересечения окружности вершин ведомого колеса с линией зацепления n-n, точка Д (конец участка) - точка пересечения окружности вершин ведущего колеса с линией зацепления.

Список использованной литературы

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.: Наука, 1988г.

2. Кореняко А.С. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. К.: Вища школа, 1970г.

3. Сильвестров В.М. Методическая разработка для выполнения курсового проекта по курсу «Теория механизмов и машин». М.: Изд-во МГИУ, 1979г.

Размещено на Allbest.ru

...