ення
Умова виконується, планетарний механізм побудований вірно.
.6 Побудови графіка питомої ковзання.
Для побудови графіка питомої ковзання потрібно знайти поточні і максимальні значення коефіцієнтів питомої ковзання
Переносимо і розташовуємо горизонтально пряму N1 N2, зберігши розташування точок B1, B2 і полюса P. Через точки B1 і B2 проводимо вертикальні осі. Точками відзначаємо на осях поточні і максимальні значення коефіцієнтів питомої ковзання. Лекалом через полюс з'єднуємо і (Малюнок 17). За отриманим графіком можна простежити характер зміни коефіцієнтів ковзання профілів в процесі зачеплення їх у міру переміщення контактної точки До по лінії зачеплення.
Малюнок 17 - Діаграма ковзання зубчастої передачі
Висновок
При виконанні першої частини даної курсової роботи переслідувалися безліч цілей, а саме: проектування структурної та кінематичної схем важільного механізму по заданих основним і додатковим умовам; аналіз режиму руху механізму при дії заданих сил; силовий аналіз механізмів з урахуванням геометрії мас ланок. Кінетостатіческій аналіз механізму виконувався за заданими параметрами: розмірами ланок, їх масі і швидкості провідної ланки. Були побудовані плани швидкостей для 8 положень механізму, а так само прискорення в одному з положень. Визначили значення і напрямок врівноважує сили і реакції в опорах за допомогою силового розрахунку. У ході виконання силового аналізу головною метою було знайти врівноважуючу силу провідної ланки і порівняти її з врівноважує силою, отриманої в результаті дослідження механізму за допомогою важеля Жуковського. Після порівняння двох врівноважуючих сил визначили похибка, отриману в результаті розрахунків, вона склала 8%, отже силовий аналіз проведений вірно і урівноважує сила визначена правильно.
Також в результаті виконаної роботи був проведений геометричний розрахунок зубчастого зачеплення і планетарного механізму (друга частина роботи), а саме: проведено геометричний розрахунок евольвентного зачеплення двох зубчастих коліс; побудована схема верстатного пристосування малого колеса з вихідним контуром рейкового інструменту та вироблено нарізування профілю зуба; побудована схема зачеплення зубчастих коліс; побудований профіль зуба меншого колеса звичайним прийомом побудови евольвенти; визначено вираз передавального відношення планетарної ступені редуктора через числа зубів коліс; підібрані числа зубів коліс планетарної ступені редуктора на основі виведеного загального розрахункового рівняння, виходячи з умов кінематики і збірки; визначені діаметри початкових кіл коліс; побудована схема редуктора за знайденими розмірами коліс і побудовані трикутники швидкостей.
У ході проектуванні планетарного редуктора і добірці чисел зубів зубчастих коліс необхідно було дотримуватися 2 умови:
Умова сталості передавальних відносин редуктора:
Умова співвісності валів:
Враховуючи задані інтервали зубів для кожного з коліс та дотримання обох умов отримали: z1=27, z2=22, z3=71. У результаті побудови плану швидкостей для планетарного редуктора отримали передавальне відношення рівне 3,625, що менше заданого, яке становить 3,63. Але в результаті обчислення похибки, яка складає 0,011%, що входить в задані межі (0-3%), можна зробити висновок, що проектування планетарного редуктора було проведено вірно.
Список використаної літератури
1 Попов С. А. «Курсове проектування з теорії механізмів і машин».- М .: Вища. шк., 2010. - 295с.
Кострикін М. І. «Практичний посібник з курсового проектування механізмів і машин».- М .: Вища. шк., 2008. - 255с.
Артоболевский І. І. «Теорія механізмів».- М., «Наука» 1967р.
Теорія плоских механізмів і динаміка машин під редакцією А. В. Жепіговского. М., «Вища школа», 2011р.
Кореняко А. С. Кременштейн Л. І., Петровський С. Д. «Курсове проектування з теорії механізмів і машин» М. - Л. Вид. «Машинобудування», 2008. 324с.
