Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости

Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости

Кинематическая схема основного механизма двигателя автомобиля в трех положениях, кинематический силовой расчет основного рычажного механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи, силовой расчет сложного зубчатого механизма.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	курсовая работа
Язык	русский
Дата добавления	18.07.2011
Размер файла	992,5 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Московский государственный индустриальный университет

по дисциплине «Теория механизмов и машин»

Расчет основного механизма двигателя в трех положениях

Студент Басакин В.В.

кинематический расчет автомобиль механизм

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту «Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости» содержит страницы машинописного текста 26, рисунков 8,таблиц 5.

В расчетно-пояснительной записке приведено: построение кинематической схемы основного механизма двигателя в трех положениях, кинематический расчет и кинематический силовой расчет основного рычажного механизма, проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи, кинематический и силовой расчет сложного зубчатого механизма.

1. Кинематическое и силовое исследование стержневого механизма

1.1 Структурный анализ механизма

Выполним структурный анализ рычажного механизма, определим его подвижность и класс.

1.1.1 Подвижность механизма

Проанализируем звенья механизма, а также вид совершаемого ими движения, кинематические пары, соединяющие эти звенья (см. рис. 1), все данные занесём в таблицы.

Источник

21 А, листы и рпз, Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости

Описание

К курсовому проекту на тему:

«Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости»

Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости.

Краткое описание работы механизмов автомобиля.

Легкий автомобиль повышенной проходимости имеет четыре ведущих колеса и предназначается для перевозки грузов до 500 кг по горным и лесным дорогам со скоростью до 58 км/час. Колесный ход автомобиля (рис. 21—1) состоит из силовой установки (двигатель 1 с маховиком) и трансмиссии, включающей муфту сцепления с коробкой передач 2, ходовой механизм 3—4 и ведущие колеса 5.

Двухцилиндровый четырёхтактный двигатель внутреннего сгорания (рис. 1) развивает мощность до 25 л.с. Различают два режима работы двигателя: 1) номинальный режим (при движении автомобиля), когда муфта сцепления включена (коленчатый вал соединяется с остальными механизмами трансмиссии) и 2) холостой режим работы, когда муфта сцепления выключена. Рабочий цикл в каждом цилиндре двигателя совершается за два оборота коленчатого вала и характеризуется индикаторной диаграммой (рис. 2). Сплошной линией очерчена индикаторная диаграмма для номинального режима работы двигателя; пунктирной – для холостого режима. Данные для построения индикаторных диаграмм приведены в таблице 2. Основной механизм двигателя состоит из двух одинаковых горизонтальных кривошипно-ползунных механизмов ( 1-2-3 и 1-4-5), кривошипы которых располагаются под углом 180 o друг к другу на одном коленчатом валу, на котором размещён маховик 17.

Порядок работы механизмов и чередование процессов в цилиндрах

Угол поворота коленчатого вала

Выпуск

Всасывание

Сжатие

Всасывание

Сжатие

Расширение

Выпуск

Управление газораспределением в цилиндрах 6 осуществляется подвесными клапанами 7-10, которые приводятся в движение кулачковым механизмом 12-13 ( рис. 3). Кулачки закреплены на валу 14, который кинематически связан с коленчатым валом через зубчатую передачу 15-16. Движение клапанам передаётся через рычажную систему 8-9-11-12, передаточное отношение которой U _12-9 =φ₁₂/φ₉

Качающийся толкатель 12 имеет ускорение, которое изменяется по закону, представленному на рис. 4. Работа клапанов строго увязана по фазам с вращением коленчатого вала, угловая скорость которого в два раза больше угловой скорости кулачкового вала. Движение каждому ведущему колесу автомобиля передаётся от дифференциалов через карданный вал 18 и зубчатую передачу 19-20 ( рис. 5 ). Планетарная коробка скоростей обеспечивает получение четырёх скоростей и задний ход. 1-я передача, кинематическая схема которой представлена на рис. 6, состоит из колёс 3-2-1-7-8-9 и водила в, образующих сдвоенный планетарный механизм. Передаточное отношение коробки передач в этом случае

При проектировании и исследовании механизмов автомобиля считать известными параметры, приведенные в таблице 2.

Средняя скорость поршня(VB )CP (VB1 )CPм/ceк10,26Диаметр цилиндраdм0,08Отношение длинны шатуна к длине
кривошипаlAB/lOA ; lA1B1/lOA1—3,6м

Отношение расстояния от центра тяжести шатуна до точки А к длине шатуна

Число оборотов коленчатого вала двигателя при номинальной нагрузке

Число оборотов коленчатого вала двигателя при холостом режиме

Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр тяжести шатуна

I4S;I2SКг*м20,00196Максимальное давление в цилиндре двигателя(pMAX)НОМПа28*105Максимальное давление в цилиндре двигателя при холостом режиме(pMAX)Х ХПа11,6*105Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала при холостом режимеd—1/25Момент инерции коленчатого вала (без маховика)I10Кг*м20,0059Угловая координата кривошипа для силового расчета (рис.21-3)j1град30Приведенный к валу двигателя момент инерции вращающихся деталей привода автомобиляIПР0Кг*м21максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме[q]град28Длина рычага толкателя (рис. 21-3)LNKм0,07Подъем клапанаhKм0,0067Радиус скругления толкателя кулачкаRTм0,010Угол рабочего профиля кулачкаdРАБград116Радиус скругления толкателя кулачкаRTм0,010Межосевое расстояние колес 19 и 20 ходового механизма (рис. 21-5)Aм0,08Передаточное отношение колес 19 и 20i19-20—2,71Модуль зубчатых колес 19 и 20Mмм3,0угол наклона зуба колес 19 и 20bград35передаточное отношение 1-й передачи коробки скоростей (рис. 21-6)i36 = i37 * I76—1,42*3,39Число сателлитов в планетарном редуктореK—3Параметры исходного контура реечного инструментаa
h*a
c*град
—
—20
1
0,25

Значения давления в цилиндре двигателя в долях максимального давления P_max в зависимости от положения поршня.

Источник

Онлайн-конференция

«Современная профориентация педагогов
и родителей, перспективы рынка труда
и особенности личности подростка»

Свидетельство и скидка на обучение каждому участнику

РАЙОННАЯ УЧЕБНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКАЯ КОНФЕРЕНЦИЯ

Направление Технология

Проектирование автомобиля повышенной проходимости

Выполнена учеником 10 класса муниципального образовательного учреждения «Средняя общеобразовательная школа №2 с углубленным изучением математики» Капустиным Артемом Андреевичем

Научный руководитель – учитель муниципального образовательного учреждения «Средняя общеобразовательная школа №2 с углубленным изучением математики» Каргопольского района

Вешкомцев Антон Александрович

Я выбрал темой своей исследовательской работы «Проектирование автомобиля повышенной проходимости», поскольку эта тема кажется мне интересной, так как в наших условиях такой автомобиль очень полезен для поездок в лес на охоту, а так же для заядлых рыбаков, коим я и являюсь.

В своей работе я буду рассматривать конструкцию вездехода спроектированного и построенного Чертовым Н. И.

В ходе своей работы я ставил перед собой следующие задачи:

— изучить устройство автомобиля повышенной проходимости;

— понять принцип работы;

— изучить возможности практического применения данного вездехода в условиях Архангельской области и Каргопольского района в частности.

Методы, которые были использованы в процессе работы:

Предполагаемый конечный результат: исследовательская работа, презентация, которые можно использовать обучающимся 10-11 классов на уроках технологии и автодела.

1 ИСТОРИЧЕСКАЯ СПРАВКА

По типу движителя вездеходы бывают:

По преодолению водных преград:

2 УСТРОЙСТВО И КОНСТРУКЦИЯ ВЕЗДЕХОДА

Вездеход, принятый для исследования представлен на рисунке 1.

Основу ходовой части УАЗ-452 составляют два ведущих моста, имеющих классическую зависимую подвеску на полуэллиптических рессорах и гидравлических амортизаторах. Причем только в данной модели рессоры имеют по 13 листов (в остальных моделях листов меньше), причем на передней и задней подвеске рессоры взаимозаменяемы.

Трансмиссия автомобиля имеет довольно простое устройство, она также построена по традиционной схеме без каких-либо особенностей. Трансмиссия содержит 4-ступенчатую коробку передач с ручным управлением (классическую МКПП), со следующими передаточными числами: 4,12; 2,64; 1,58; 1,00. Передаточное число заднего хода механизма переключения передач УАЗ 452 составляет 5,23.

КПП работает в паре с двух ступенчатой раздаточной коробкой (имеет повышающую с передаточным числом 1,00 и понижающую передачи с передаточным числом 1,94 ) — благодаря наличию «раздатки» количество возможных передач увеличивается вдвое, что многократно повышает возможности трансмиссии. Крутящий момент от раздаточной коробки с помощью двух карданных валов передается на передний и задний ведущие мосты. В ведущих мостах момент разделяется на два потока и направляется к колесам, обеспечивая их вращение.

Двигатель в сборе с коробкой передач и сцеплением образует силовой агрегат, установленный в моторном отсеке на трех эластичных опорах.

В автомобиле устанавливается пятиступенчатая коробка передач. Полость картера коробки передач объединена с главной передачей. Крутящий момент от главной передачи передается на КПП УАЗ-452 через приводы со ШРУСами.

Вместо обычных шин, для улучшения проходимости, используются шины низкого давления. Такие шины имеют ряд преимуществ: повышенная проходимость, увеличенный дорожный просвет, лучшее сцепление с любым видом дорожного покрытия, меньшее воздействие на грунт; также имеются и недостатки: смещение центра тяжести, быстрый износ при движении по твердому покрытию, сложность в изготовлении. Диски для таких шин представляют из себя стальную самодельную сварную конструкцию. Крепятся к тормозным барабанам с помощью стандартного крепления. Шина вместе с диском представлена в приложении Г.

В качестве дополнительного оборудования используется лебедка. Автомобильная лебёдка — механизм, закреплённый на автомобиле и предназначенный для его перемещения путем наматывания троса, свободный конец которого зацеплен за неподвижный предмет — хорошо закреплённый или значительно большей массы.

Рассчет усилия необходимого для выбора лебедки представлен на рисунке 2.

Источник

Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости

Определим крайние точки, в которых соприкасаются сопряженные профили зубьев. Так как линией зацепления служит сама образующая прямая n-n, то радиусом O1e делаем на прямой n-n засечку в точке b. Так как точка е лежит на окружности головок, то точка b и является крайней точкой линии зацепления, в которой зубья могут соприкасаться. Радиусом O2b на профиле M2d засекаем точку g. Точка g оказывается… Читать ещё >

Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Московский государственный индустриальный университет

(ГОУ МГИУ) РЕФЕРАТ по дисциплине «Теория механизмов и машин»

Расчет основного механизма двигателя в трех положениях

Студент Басакин В.В.

Техническое задание кинематический расчет автомобиль механизм Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту «Проектирование и исследование механизмов автомобиля повышенной проходимости» содержит страницы машинописного текста 26, рисунков 8, таблиц 5.

В расчетно-пояснительной записке приведено: построение кинематической схемы основного механизма двигателя в трех положениях, кинематический расчет и кинематический силовой расчет основного рычажного механизма, проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи, кинематический и силовой расчет сложного зубчатого механизма.

1. Кинематическое и силовое исследование стержневого механизма В качестве исполнительного механизма служащего для привода рабочего органа двигателя внутреннего сгорания в данном проекте используется плоский шестизвенный рычажный механизм, который преобразует вращательное движение кривошипа 1 в возвратно-поступательное движение рабочего органа — поршня 3 и 5 (рис. 1.1).

1.1 Структурный анализ механизма Выполним структурный анализ рычажного механизма, определим его подвижность и класс.

Рисунок 1 — Структурная схема рычажного механизма.

1.1.1 Подвижность механизма Проанализируем звенья механизма, а также вид совершаемого ими движения, кинематические пары, соединяющие эти звенья (см. рис. 1), все данные занесём в таблицы.

Таблица 1-Звенья механизма.

Таблица 2-Кинематические пары механизма

№ звеньев образующих пары

Т.к., данный механизм является плоским, то подвижность механизма определим по формуле Чебышева.

где — число подвижных звеньев;

— количество кинематических пар V класса;

— количество кинематических пар IV класса.

Из этого следует, что данный механизм имеет одно входное звено — кривошип 1 (рис.1).

Определение структурных групп начнём со структурной группы наиболее удалённой от входного звена. На рис 2 изображены структурные группы механизма.

Рис 2-Структурные группы механизма.

Запишем формулу строения механизма в порядке соединения:

1.2 Метрический синтез рычажного механизма.

Метрический синтез двигателя выполним аналитическим методом.

Входными параметрами метрического синтеза являются:

— относительная длинна шатуна: ;

— ход ползуна: Н=50 мм;

По заданной принципиальной схеме и исходным данным определим недостающие размеры рычажного механизма, для этого рассмотрим его крайние положения (рис. 3).

Рис.3-Схема метрического синтеза.

Радиус кривошипа определим по формуле:

Длины шатунов определим по формуле:

В результате вычислений были получены следующие значения:

1.3 Кинематический анализ механизма

Кинематический анализ выполним графоаналитическим методом планов.

Исходные данные для расчета:

— закон движения входного звена: ;

— частота вращения кривошипа: ;

1.3.1 Планы положений механизма

Планы положений механизма строим методом засечек, выбрав масштабный коэффициент длины (М 1:1)

Строим планы механизма, соответствующие крайним положениям механизма и положение при. Указываем направление и углы рабочего и холостого хода кривошипа 1.

Переведем истинные размеры звеньев в чертежные:

1.3.2 Планы скоростей

Расчёт скоростей начинаем с определения скорости точки, А входного звена:

Вектор и направлен в сторону вращения кривошипа. Выбираем масштаб построения планов скоростей. Назначим предварительную длину отрезка (pа), изображающего скорость :

Скорость точки В и С определим из уравнения:

Точки С и В принадлежат ползуну 3 и 5 соответственно, движущемуся в направляющих, и совершает вместе с ним прямолинейное возвратно-поступательное движение вдоль линии Х-Х и Y-Y. Для графического решения проводим через точку a прямую, а из полюса р — прямую II Х-Х. Пересечение этих линий даёт точку b, а вектор в масштабе изображает скорость. Скорость точки С построим аналогично.

Определим угловую скорость звена 2 и 4:

Направление находят мысленным переносом вектора относительной скорости из плана скоростей в соответствующую точку В плана механизма и определяем направление относительного поворота звена 2 вокруг выбранного полюса, А при данном направлении. Направление находим аналогично.

т.к. звенья 3 и 5 совершают поступательное движение.

Определим скорости центров масс звеньев по формуле:

Скорость точки S2 звена 2 найдем из пропорции, применив теорему подобия:

Скорость точки S4 звена 4 найдем аналогично.

Строим планы скоростей для нулевого и положения заданного координатой. Результаты построений, измерений и вычислений сводим в таблицу 3.

Скорости точек и В:

Определим угловую скорость звена 2 и 4:

Скорости центров масс всех звеньев:

Таблица 3 — Результаты построений, измерений и вычислений планов скоростей.

1.3.3 Планы ускорений

Определим ускорение точки, А и масштабный коэффициент плана ускорений м_а. Ускорение точки, А кривошипа 1, совершающего вращательное движение, определяется геометрической суммой нормального и касательного ускорений:

Поскольку принято, то и, тогда:

Направление вектора вдоль звена ОА от точки, А к центру его вращения О. Выбираем полюс р, длину отрезка (ра) предварительно принимаем равным 138,823 мм, тогда масштабный коэффициент:

Ускорение точки В принадлежащей ползуну 3, совершающему поступательное движение определим по векторному уравнению

Величину нормального ускорения определим по формуле

Решим графически данное уравнение, для этого из т. а откладываем вектор в направлении от В к А. Из полюса р проводим прямую II X-X. Из конца вектора проводим прямую, до пересечения с прямой II X-X, точка пересечения этих прямых даёт точку b.

Ускорение точки С определим аналогично

Определим угловое ускорение звена 2 и 4:

Угловое ускорение, т.к., ползун 3 совершает поступательное движение.

Ускорение центров масс звеньев:

Выполним расчёт для двух положений механизма, для 0 при и при. Результаты построений, измерений и вычислений заносим в таблицу 4.

Угловое ускорение шатуна 2 и 4.

Ускорение центров масс:

Угловое ускорение шатуна 2 и 4.

Ускорение центров масс:

Таблица 4. Результаты построений, измерений и вычислений планов ускорений.

1.4 Внешние инерционные нагрузки на звенья механизма

Для определения уравновешивающего момента для заданного положения механизма, необходимо определить все силы, действующие на звенья механизма.

К внешним силам, действующим на звенья механизма, относятся:

-сила полезного сопротивления

— силы тяжести звеньев:

где — ускорение свободного падения,

— масса i-го звена, которая определяется по формуле:

Рассчитаем силы тяжести звеньев:

Силы инерции определим по формуле:

гдемасса i-го звена;

— ускорение центра масс i-го звена.

Моменты сил инерции звеньев определяем по формуле:

где — угловое ускорение i-го звена;

— центральный момент инерции i-го звена, определяется по формуле:

На плане механизма покажем все действующие на звенья механизма силовые факторы.

1.5 Определение уравновешивающего момента методом Н.Г. Бруевича

Силовой расчет механизма начинаем со структурной группы наиболее удаленной от входного звена.

Силовой расчет группы II (2−3)_2,2

Рассмотрим равновесие второго звена. Силы тяжести звеньев учитывать не будем, так как они малы в сравнении с другими силами.

Рассмотрим равновесие всей группы

На листе 1 графической части, строим план сил группы

Рассмотрим равновесие третьего звена

Рассмотрим равновесие третьего звена

— воспользуемся построенным планом сил группы

Силовой расчет группы II (2−4)_2,2

Рассмотрим равновесие четвертого звена.

Рассмотрим равновесие всей группы

На листе 1 графической части, строим план сил группы

Рассмотрим равновесие пятого звена

Рассмотрим равновесие пятого звена

— воспользуемся построенным планом сил группы

Силовой расчет группы I (1−4)

Рассмотрим равновесие первого звена

Рассмотрим равновесие кривошипа

На листе 1 графической части, строим план сил группы

1.6 Определение уравновешивающего момента методом Н.Е. Жуковского

Для рычажного механизма в заданном положении строим рычаг Жуковского, для чего план скоростей в этом положении поворачиваем на 90? против хода часовой стрелки. Затем на плане механизма заменяем все моменты эквивалентными им парами сил. На рычаг параллельно самим себе, в одноимённые точки переносим все внешние силы, действующие на механизм.

Действие моментов сил инерции и М_ур заменим парами сил:

Запишем уравнение равновесия рычага относительно полюса плана Р:

Выразим из уравнения равновесия, и, подставив значения, получим:

Уравновешивающий момент определим по формуле:

Так как погрешность между двумя методами меньше пяти процентов, то уравновешивающий момент рассчитан, верно [«https://referat.bookap.info», 15].

2. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления и планетарного редуктора

Зубчатый механизм данной курсовой работы состоит из планетарного механизма и пары прямозубых цилиндрических колёс внешнего зацепления, и. Этот механизм служит для передачи вращающего момента от вала электродвигателя к валу кривошипа, а так же для получения заданной чистоты вращения кривошипа.

2.1 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления

Синтез выполним для прямозубых цилиндрических колёс внешнего зацепления и (см. лист 2 графической части проекта).

2.1.1 Входные параметры синтеза

Основными входными параметрами синтеза эвольвентного зубчатого механизма являются:

— число зубьев шестерни ;

— число зубьев колеса ;

Коэффициенты смещения принимаем равными 0

— коэффициент высоты головки зуба ;

— коэффициент граничной высоты ;

Рассчитаем геометрические параметры и качественные показатели на ПЭВМ по следующим формулам:

Угол удельного зацепления определим из трансцендентного уравнения:

де, а — делительное межосевое расстояние.

где — коэффициент уравнительного смещения.

— коэффициент воспринимаемого смещения.

Окружной делительный шаг зубьев:

Окружной основной шаг зубьев:

где — шаг эвольвентного зацепления

Окружной начальный шаг зубьев:

Толщина зубьев по делительным окружностям:

Толщина зубьев по основным окружностям:

Толщина зубьев по начальным окружностям:

Толщина зубьев по окружностям вершин:

где — угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин.

Радиус кривизны активного профиля зуба колёса в нижней точке:

Радиус кривизны в граничной точке профиля зуба:

Коэффициент торцового перекрытия передачи:

Удельные скольжения в контактных точках профилей:

где и — радиусы кривизны сопряженных профилей в контактной точке.

Выполним расчёт на ЭВМ и данные вычислений занесём в таблицу 2.1. По полученным данным строим картину зацепления.

2.1.3 Проверочные расчеты

Для проверки правильности результатов, выполним проверочный расчёт.

Проверка межосевого расстояния:

Проверка диаметров окружностей вершин и окружностей впадин:

Проверка начальных толщин зубьев колёс и начального окружного шага:

Проверка правильности выбора коэффициентов смещения:

— проверка на подрезание зубьев (подрезание зубьев отсутствует при)

Коэффициент торцового перекрытия — для прямозубых передач рекомендуется, где, что соответствует необходимым требованиям.

Исходя из правильности всех проверок, делаем вывод о том, что расчёт зубчатой пары выполнен верно.

2.1.4 Построение картины зацепления и диаграмм удельного скольжения

Выбираем масштаб для построения картины зацепления так, чтобы высота зуба была не менее 40 мм.

Определим высоту зуба по формуле:

Принимаем масштабный коэффициент, что соответствует масштабу 4У1, тогда:

Определим угловой шаг

1) Проведем линию центров передачи О₁О₂, на ней откладываем межосевое расстояние. Из центров О₁ и О₂ проводим окружности колёс диаметром. Затем проводим линии зацепления и проверяем угол. Линии зацепления пересекаются на линии центров в точке Р. Точка Р является полюсом зацепления.

2)Проведём на чертеже начальные и делительные диаметры колёс. Через полюс зацепления Р проводим общую касательную к начальным окружностям t-t и линию зацепления n-n, касающуюся основных окружностей в точках, А и В. Отрезок линии зацепления между точками, А и В — это теоретическая линия зацепления. Часть этой линии, отсекаемая окружностями головок зубчатых колес, образует практическую линию зацепления (ав).

3)Путём обкатывания линии зацепления n-n по основной окружности диаметра строим эвольвенты двух зубчатых колес, соприкасающихся в полюсе зацепления Р. Для построения эвольвентного профиля зуба отрезок теоретической линии зацепления АР делим на равные части длиной 15−20 мм каждая. Эти отрезки откладываем по основной окружности первого колеса вправо и влево от точки А. Получим точки: 1′, 2′ и т. д. Через эти точки проводим касательные к основной окружности. На этих касательных откладываем отрезки: на касательной 1 — отрезок Р1; на касательной 2 — отрезок Р2 и т. д. Плавная кривая, проведенная через полученные точки является эвольвентным профилем зуба первого колеса. Точно таким же образом строится эвольвентный профиль второго колеса (для этого используется отрезок ВР).

Проводим окружности вершин и впадин зубьев колёс, в результате построения получим две сопряжённые эвольвенты.

4) Пользуясь уже построенными профилями, отложив от них толщины зубьев S=S₁=S₂, проводим оси симметрии. Вычертим по пять зубьев на колесе и шестерне.

Профиль ножки зуба, лежащий ниже основной окружности, очерчивается по радиальной прямой. Прямая соединяет начало эвольвенты с центром колеса и сопрягается с ней радиусом: p=0,4m=0,4*4,5=1,8 мм.

5)Показываем рабочие участки профилей зубьев. Как видно из чертежа, эвольвенты начинаются в точках М₁ и М₂, лежащих на основных окружностях, и кончаются в точках eиd, лежащих на окружностях вершин.

Определим крайние точки, в которых соприкасаются сопряженные профили зубьев. Так как линией зацепления служит сама образующая прямая n-n, то радиусом O₁e делаем на прямой n-n засечку в точке b. Так как точка е лежит на окружности головок, то точка b и является крайней точкой линии зацепления, в которой зубья могут соприкасаться. Радиусом O₂b на профиле M₂d засекаем точку g. Точка g оказывается той точкой, которая приходит в совпадение с точкой e в точке b; тогда часть профиля зуба колеса 2, участвующего в зацеплении, есть отрезок кривой, расположенный между точками g и d.

Аналогичным построением определим часть профиля зуба колеса 1, участвующего в зацеплении. Это — часть кривой между точками f и e. Отрезки профилей gd и fe носят название рабочих участков профилей зубьев Чтобы обозначить на чертеже эти участки, нужно провести линии, параллельные fe, и gd на расстоянии 1,5−2 мм и заштриховать получившиеся полоски. Из построения следует, что участки M₂g и M₁f эвольвент являются нерабочими, также как и остальные части ножек. Нерабочие участки профилей зубьев в общем случае могут быть очерчены любым образом, но так, чтобы сопряженные зубья свободно выходили из зацепления. Участок кривой, по которой очерчен нерабочий участок профиля зуба, называется галтелью

6)Вычерчиваем профиль зуба одного из колес в моменты начала и окончания зацепления двух сопряженных профилей и находим дугу зацепления. Дуга (а_iв_i) есть дуга, на которую перекатятся начальные окружности за время зацепления одной пары сопряженных профилей. Длина дуги зацепления на начальной окружности равна длине линии зацепления, деленной на косинус угла зацепления.

2.2 Синтез планетарного механизма

2.2.1 Расчет входных параметров синтеза планетарного механизма

Определим передаточное отношение планетарного механизма:

Определим число зубьев шестого колеса из условия соосности

Выберем число сателлитов

Где m — целое число

— условие сборки выполняется.

2.2.2 Проверка выполнения основных условий синтеза.

Проверим выполнение условия соседства

следовательно условие соседства выполняется

Условие соосности условие выполняется

се необходимые условия синтеза выполняются.

2.2.3 Изображение схемы механизма, построение линейных и угловых диаграмм скоростей звеньев

Определим размеры зубчатых колёс, принимая, что коэффициент смещения этих колёс равны 0.

Радиус начальной окружности, он равен радиусу делительной окружности:

тогда радиусы начальных окружностей колёс:

Принимаем масштабный коэффициент, тогда:

Вычерчиваем кинематическую схему планетарного механизма.

Строим карту линейных скоростей. Для этого определяем скорость зацепления колёс и :

Для построения плана угловых скоростей выбираем полюсное расстояние равное 25 мм. Выбираем масштабные коэффициенты:

2.2.4 Расчет угловых скоростей звеньев и проверка передаточных отношений графическим методом

Используя план угловых скоростей звеньев, проверяем передаточные отношения:

Результаты графического анализа совпадают с аналитическими расчётами, следовательно, картина линейных и угловых скоростей построена, верно.

Определим значения частот вращения звеньев механизма.

2.2.4 Силовой расчет

Так как задан момент сопротивления Мс=50Нм, силовой расчет начнем с рассмотрения квазистатического равновесия водила Н. Схема нагружения показана на рис. 5.

К водилу Н приложен момент сопротивления Мс.

В зацеплении (точка О5) действует сила F5Н, направленная так, чтобы момент, создаваемый ею, уравновесил момент Мс.

Рис 5 — Схема нагружения водила Н.

Составим уравнение равновесия для водила Рассмотрим равновесие сателлитного блока колес 5 и 4

Рис 6 — Схема нагружения сателлитного блока.

Рассмотрим равновесие блока колес 6,2 и 3

Рис 7 — Схема нагружения блока колес.

Рассмотрим равновесие первого колеса.

Рис 8 — Схема нагружения шестерни 1.

Расчет проведен верно С учетом потерь на трение

2.2.5 Нагружение стойки. Определение тормозного (реактивного) момента В местах крепления колес с неподвижными осями 1, 2, 3 на корпус через валы колес действуют силы F01, F02, F03. Кроме того, стойкой является и неподвижное колесо 6, закрепленное на корпусе. На это колесо со стороны колеса 5 действуют силы F43, которые также будем обозначать F05

Этих сил три, так как три блока сателлитов. Схема нагружения стойки показана на втором чертеже графической части.

Составим уравнение статики для стойки Последние два уравнения показывают, что равнодействующая реактивных сил, приложенных к стойке, равна нулю.

Тормозной (реактивный) момент найдем из уравнения моментов Проверка С учетом направления моментов Уравнение выполняется

1. Фролов К. В. Теория механизмов и машин.? М.: Высшая школа, 1998.

2. Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин.? М.: Наука, 1975.

3. Кичин И. Н. Кинематический и силовой расчет двухрядного редуктора. Методические указания к выполнению курсового проекта по теории механизмов и машин.? М., 1987.

5. Попов С. А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин.? М., 1986.

6. Тарг С. М. Краткий курс теоретической механики.? М.: Высшая школа, 1995.

Источник