1.1. Исходные данные

Ход толкателя кулачкового механизма S_max=22 мм

Фазовые углы поворота кулачка, град _у =_в =90, _д.с.=20

Допускаемый угол давления в кулачковом механизме, град _Доп=25

Число оборотов кулачкового (распределительного) вала при номинальной нагрузке двигателя:

.

1.2.Структурный анализ механизма.

Число степеней подвижности механизма (по формуле Чебышева).

Число подвижных звеньев: n=3

Число кинематических пар V-го класса: p₅=3

Число кинематических пар IV-го класса: p₄=1

Ролик пассивное звено

Тогда число степеней подвижности механизма (по формуле Чебышева):

1.3. Определение закона движения.

Изменение аналога ускорения осуществляется по синусоидальному закону как на фазе удаления, так и на фазе возврата.

Кулачковый механизм нереверсивный, кулачок вращается против часовой стрелки с частотой вращения n₁=160 об/мин.

Рис. 2. Закон изменения аналога ускорения толкателя.

Рис. 3. Закон изменения аналога скорости толкателя.

Рис. 4. Закон движения толкателя.

Строим закон изменения аналога ускорения толкателя.

Масштабный коэффициент угла поворота кулачка равен:

.

По заданному закону изменения аналога ускорения толкателя методом графического интегрирования определяем закон изменения аналога скорости толкателя, а интегрируя (графически) последний, определим закон движения толкателя.

Ход толкателя равен , поэтому масштабный коэффициент закона движения толкателя равен:

.

Масштабный коэффициент закона изменения аналога скорости толкателя равен:

.

Масштабный коэффициент закона изменения аналога ускорения толкателя равен:

.

1.4. Определение минимального радиуса кулачка.

Рис. 5. Определение минимального радиуса кулачка.

По найденным значениям перемещений и аналогов скоростей толкателя строим график зависимости (S).

Механизм газораспределения ДВС — нереверсивный механизм, поэтому углы давления будем рассматривать только на фазе подъёма толкателя. Из условия выполнения равенства определяем минимальный радиус профиля кулачка: . Ось должна быть расположена эксцентрично относительно оси вращения распределительного вала с эксцентриситетом .

Принимаем радиус ролика толкателя . Строим конструктивный профиль кулачка.

1.5. Построение профиля кулачка.

Рис. 6. Профиль кулачка

1.6.Строим диаграмму углов давления.

Рис. 7. Диаграмма углов давления

2. Синтез эвольвентной зубчатой передачи.

2.1. Анализ исходных данных.

Модуль зубчатых колёс: .

Угол наклона зубьев: .

Числа зубьев:

2.2. Геометрический расчёт эвольвентной зубчатой передачи.

1)Угол зацепления:

.

2)Необходимый коэффициент суммарного смещения на оба колеса:

.

Принимаем: , тогда коэффициент смещения на большем колесе:

.

_{3)Межосевое расстояние}

_{4)Делительные диаметры}

_{5) Диаметры основных окружностей}

6)Делительное межосевое расстояние мм 7)Коэффициент воспринимаемого смещения

_{8) Коэффициент уравнительного смещения}

9) Передаточное число

10) Радиусы начальных окружностей

мм

мм

Проверка

11) Диаметры вершин

мм

мм

12) Диаметры впадин

мм

мм

Проверка

мм

1. 

2. 

13) Толщина зубьев по делительной окружности

14) Углы профиля в точке на окружности вершин

_{15) Толщины зубьев по окружности вершин}

мм

мм

_{Sa ˃0.3m Sa˃1.5 мм}

_{16) Шаг зацепления}

17) Коэффициент перекрытия

Размеры увеличить в 2 раза

2.3. Построение графика удельного скольжения.

График строим в системе λOx_k, в которой ось ординат проводим как продолжение линии O₁N₁, а ось абсцисс — параллельно линии зацепления N₁N₂. Обозначим абсциссу произвольной точки K на линии зацепления через x_k. Тогда удельные скольжения будут равны

, .

Здесь

.

Определив значения λ₁ и λ₂, строим их графики. При , ; при , .

Рис. 8. График удельного скольжения.

2.4. Построение графика удельного давления.

График строим в системе λOx_k, в которой ось ординат проводим как продолжение линии O₁N₁, а ось абсцисс — параллельно линии зацепления N₁N₂. Обозначим абсциссу произвольной точки K на линии зацепления через x_k. Тогда удельные скольжения будут равны

.

Определив значения υ, строим его график. При и .

Рис. 9. График удельного давления.