1. Строим начальные окружности с радиусами и . В точке соприкосновения этих окружностей получаем точку – полюс зацепления.

2. Проводим касательную к этим окружностям через полюс .

3. Поворачиваем касательную на угол против часовой стрелки относительно точки и получаем прямую .

3. Проводим перпендикуляры к прямой через центры начальных окружностей и получаем точки . – теоретическая линия зацепления.

4. Строим эвольвентные профили зубьев, перекатывая линию по основным окружностям.

5. Проводим окружности вершин зубьев с радиусами и .

6. Проводим окружности впадин и .

7. Строим профили зубьев.

8. Отмечаем практическую линию зацепления , лежащую на линии между окружностями вершин колёс.

6.3. Качественные показатели зацепления


Коэффициент прикрытия:



Относительная скорость скольжения:

---

Коэффициенты удельного скольжения



При входе в зацепление в точке практической линии зацепления:









При выходе из зацепления в точке :









Масштабный коэффициент, принимаемый при построении диаграммы коэффициентов удельного скольжения:


7. Синтез кулачковых механизмов
Синтез кулачкового механизма заключается в определении основных размеров механизма и профиля кулачка по заданному движению толкателя.

Исходные данные для синтеза кулачкового механизма приведены в табл. 7.1.
Табл. 7.1. Исходные данные для синтеза кулачкового механизма

170	30	110	0,01

В нашем случае кулачковый механизм с плоским толкателем.

1. В произвольном масштабе вычерчиваем диаграмму аналогов ускорений толкателя в функции угла поворота кулачка « ».



Рис. 7.1. Диаграмма аналогов ускорений толкателя
2. Методом графического интегрирования диаграммы аналогов ускорений строим диаграмму аналогов скорости

---

« » и диаграмму перемещения толкателя « » в зависимости от угла поворота кулачка .

3. Определяем масштабы построенных диаграмм:

Масштаб угла поворота по оси абсцисс:



Здесь – угол рабочего профиля кулачка и его составляющие при удалении ; дальнем состоянии и сближении .

Масштаб перемещения толкателя определяется исходя из максимальной ординаты диаграммы « ».



Масштаб диаграммы аналогов скоростей:



Масштаб диаграммы аналогов ускорений:



4. Определяем положение центра вращения и минимального радиуса-вектора теоретического профиля кулачка.

Строим диаграмму « », при соблюдении условия:



К полученной кривой проводятся касательные под углом к оси . Расстояние от начала координат диаграммы « » до точки пересечения касательной с осью ординат равно – минимальному радиус-вектору теоретического профиля кулачка.

5. Профилирование кулачка методом обращенного движения.

Всем звеньям механизма условно сообщается вращение с угловой скоростью, равной скорости кулачка, но противоположно направленной. При этом кулачок условно неподвижен, а стойка вращается относительно центра вращения кулачка совместно с толкателем. Движение толкателя относительно профиля кулачка в действительном и обращённом движении одинаково. В каждом положении толкатель перемещается на заданное расстояние

---

от нулевого положения и поворачивается вместе со стойкой в обращенном движении на угол . Построив все положения тарелки толкателя, строим огибающую к тарелкам, которая и является искомым профилем кулачка.

Заключение
1. Выполнен структурный анализ механизма. Выявлены основные особенности и разновидно­сти групп Ассура, состав и последовательность присоединений структурных групп.

2. Найдены положения звеньев механизма и траектории отдельных точек. Решены задачи оп­ределения линейных скоростей и ускорений точек, а так же угловых скоростей и ускорений.

3. Получены реакции в кинематических парах. Найдена величина уравновешивающего момен­та.

4. Реализован переход от многозвенного механизма к его одномассовой модели. Определены параметры механизма, обеспечивающие заданный коэффициент неравномерности движения.

Получена предварительная оценка величины средней мощности, необходимой для определе­ния сил сопротивления движению механизмов. На неравномерность движения начального звена основное влияние оказывает технологическая нагрузка.

5. Определены геометрические параметры показателей качества зубчатой передачи. Проанали­зировано взаимодействие сопряженных профилей. Анализ зацепления даёт основание утвер­ждать, что наибольший износ поверхности зубьев имеет место у основания ножек.

6. Спроектированы кулачковые механизмы, обеспечивающие заданные законы движения тол­кателя при выполнении обязательных и желательных условий синтеза.

Библиографический список
1. «Теория механизмов и машин: методические указания для выполнения курсового проекта». Составители Э. А. Бубнов, А. Г. Черненко: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ. Екатеринбург, 2006.

2. «Теория механизмов и машин: конспект лекций». В. И. Соколовский. Изд. УПИ. Свердловск, 1971.

3. «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин».

А. С. Кореняко, Л. И. Кременштейн, С. Д. Петровский, Г. М. Овсиенко, В. Е. Баханов. Изд. «Машиностроение». Москва, 1964.

4. «Теория механизмов и машин. Кинематика, динамика и расчёт».

Ю. Ф. Лачуга, А. Н. Воскресенский, М. Ю. Чернов. Изд. «КолосС». Москва, 2007.

---

Смотрите также файлы

• Культура как способ освоения социальных знаков гилядова элина.pptx

• Сценарии тимбилдинга обычные и нестандартные.docx

• Картотека дидактических игр по правовому воспитанию.odt

• 1 Утверждена приказом по университету от .docx

• Доклад по дисциплине Литературное краеведение.doc