0158 / 1 / 15_курсовой тмм

1.2) строим вектор ускорения aS2 из мгновенного центра ускорений Pa в точку d;

1.3) находим ускорение аS2 =Kа ·Pа d и полученные данные записываем в таблицу 4;

2)Для каждого положения ползуна строим схемы группы стойка-кривошип и шатун-ползун в масшабе

3)Определяем инерционные нагрузки:

3.1) для кривошипа сила инерции и момент инерции равны нулю, так как движение кривошипа равномерное;

3.2) для шатуна сила инерции F2 =m2 ·аS2 ; момент силы инерции

M2 =JS2 ·ε2 ; момент инерции JS2 =121·m2 ·(AB) 2=121·2,5 кг·(0,1 м) 2=

=0,0422 кг·м 2.

3.3) для ползуна сила инерции F3 =m3 ·aB .

3.4) Полученные значения записываем в таблицу 4.

4) Определяем силу тяжести каждого элемента и прикладываем ее к центру тяжести:

для ползуна G3 =m3 ·g=2 кг·9,8 м/с 2=19,62 Н; для шатуна G2 =m2 ·g=2,5 кг·9,8 м/с 2=24,5 Н;

для кривошипа G1 =m1 ·g=0,14 кг·9,8 м/с 2=1,37 Н.

Силы тяжести элементов механизма не учитываем в расчете вследствии малости значений в сравнении с силами инерции.

5) Определяем кинетостатическим способом неизвестные реакции в кинематических парах механизма. Уравнения кинетостатического равновесия: SFi +SFui =0; SMi +SMui =0, где Fi и Mi - соответственно

внешние силы и моменты внешних сил, приложенные к звеньям механизма; где Fui и Mui - соответственно инерционные силы и

моменты сил инерции, приложенные к звеньям механизма.

5.1) Найдем реакцию R12t , для чего составим уравнение моментов относительно точки В: SМВ =0.

R12t ·AB+F2 ·плечо-M2 =0.

5.2) Найдем реакции R12n и R03 , для чего строим векторное уравнение:

R12n +R12t +F2 +Q+F3 +R03 =0.

5.3) Найдем реакцию R12 =R12n +R12t .

5.4) Найдем внутреннюю реакцию R23 , для чего необходимо построить векторное уравнение (сумма сил, действующих на шатун):

R12 +F2 +R23 =0.

5.5) Для нахождения реакции R01 записываем уравнение сил в векторном виде для кривошипа:

R21 +R01 =0, где R21 =-R12 . Или R01 =R12 .

5.6) Полученные значения вносим в таблицу 5.

6) Найдем значение уравновешивающего момента Тур =hур ·R21 . Полученные значения вносим в таблицу 5.

Построим планы сил для шести вышеобозначенных положений ползуна (Приложение 4, листы 31-36).

Н

Коэффициент масштаба плана сил Кf =130мм .

Таблица 4.

b2 =ψa ·aw =0,36·384 мм=144 мм - предварительная ширина венца зубчатого колеса;

[σ]F =198,8 Н/мм 2- допустимое контактное напряжение.

Окончательныйрасчет.

Окончательно принимаем суммарное число зубьев zS =290, следовательно окончательно имеем aw =384 мм.

Окончательная ширина венца b2 =ψa ·aw =0,36·384 мм=144 мм, принимаем b2 =145 мм.

Окончательный делительный диаметр зубчатого колеса

Округляем до ближайшего большего по ГОСТ 9563-60 и принимаем m=3 мм (1 ряд).

Число зубьев шестерни z1 =u+1zS =2+1290=93.

Делительный диаметр шестерни d1 =m·z1 =3 мм·93=259 мм. Число зубьев зубчатого колеса z2 =zS -z1 =290-93=197.

Диаметр вершин шестерни da1 =d1 +2m=259 мм+2·3 мм=265 мм. Диаметр вершин зубчатого колеса da2 =d2 +2m=378 мм+2·3 мм=

=384 мм.

Диаметр впадин шестерни df1 =d1 -2·(c+m), где с=0,25·m -

радиальный зазор пары исходных контуров. df1 =259 мм-2·(0,25·3 мм+3 мм)=251,5 мм.

Диаметр впадин зубчатого колеса df2 =d2 -2·(c+m)=

=384 мм-2·(0,25·3 мм+3 мм)=376,5 мм.

Ширина венца шестерни b1 =b2 +3 мм=103 мм+3 мм=106 мм.

Шаг зацепления P=p·m=3,14·3 мм=12,56 мм.

Толщина зуба по дуге делительной окружности

Построим схему зубчатого зацепления (Приложение 5, лист 37). Алгоритм построения.

1) Проводим из центров O1 и 02 начальные окружности, окружности

выступов и окружности впадин, обращая при этом внимание на то, чтобы начальные окружности обоих колёс имели одну общую точку касания К, лежащую на линии центров O1 -O2 .

2) Через точку К проводим под углом 20° к общей касательной начальных окружностей прямую MQ и, опустив из центров О1 и 02

на эту прямую перпендикуляры, получим точки А и В. Из центра О1 радиусом О1 А описываем основную окружность. Делим прямую KA на

равное число частей, например на три, и отметим точки деления буквами d, с и ниже точки А - b, e, f. Затем откладываем от точки А эти отрезки по дуге основной окружности; точки деления обозначаем буквами d', с', b', е', f ' и соединяем их радиусами с центром О1 .

3)Проводим через точки d', c', b', e', f' перпендикулярно к радиусам лучи. Далее на этих лучах откладываем отрезки: на луче d'-отрезок Aс, получим точку 1; на луче с'-отрезок Ad, получим точку 2 и т. д.

4)Соединим найденные таким образом точки 1, 2, 3, 4, 5, получим эвольвенту.

5)Аналогичным построением получим профиль зубца и для второго колеса.

6) Чтобы вычертить полный профиль зубца, откладываем по дугам начальных окружностей от точки К вправо и влево размер толщины зуба St = KK'. Делим St пополам и через середины зубцов, отмеченные

точками N и H, проводим прямые O1 N и 02 H. Строим эвольвенты

симметричные ранее построенным эвольвентам относительно прямых

O1 N и 02 H.

7) Место примыкания ножки зубца к окружности впадин скругляется радиусом R = 0,4 m.

Списоклитературы

1.Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. -М.:Наука, 2009.

2.Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин. -М.,

«Машиностроение», 2006.

3.Коренянко А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Издательство «Вища школа», 2007.

4.Решетов Д.Н. Детали машин. -М., «Машиностроение», 2008.

5.Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя, том 2.

-М., «Машиностроение», 2001.