юються дугою максимального радіуса, на фазі ближнього стояння - дугою мінімального радіуса Ro.
. Будуємо дійсний профіль кулачка. Радіус ролика вибирається з урахуванням двох умов:
1. (конструктивне умова);
2. (умова відсутності загострення дійсного профілю кулачка),
де - мінімальний радіус кривизни опуклих ділянок центрового профілю кулачка. Радіус визначається за допомогою наступного побудови. У зоні найбільшої кривизни центрового профілю відзначаємо точку. Поблизу від неї на рівній відстані відзначаємо ще дві точки і з'єднуємо їх з першою точкою хордами. Через середини отриманих хорд проводимо до них перпендикуляри, пересічні в точці, яка є центром кола, що проходить через всі три точки. Радіус цього кола наближено можна прийняти за.
Тоді
Приймаємо радіус ролика
При силовому замиканні кулачок має форму диска. Для побудови профілю кулачка вибирається ряд точок, з яких проводяться окружності радіусом, рівним радіусу ролика. Огинаюча до сімейства цих кіл є дійсним профілем кулочка.
. 4 Визначення кутів тиску
Будуємо графік залежності кута тиску від кута повороту кулачка для фаз видалення і повернення, оскільки вища пара має геометричне замикання (див. креслення). Визначення кутів тиску виробляємо графічним методом - шляхом вимірювання на кресленні.
Результати визначення кута тиску наведені в табл.3.2, на підставі якої побудований графік. Масштабний коефіцієнт
Таблиця 5.1 - Визначення кутів тиску
№ підлогу.?, град.y?, мм.0-9,8-9,8135,735,7243,543,5339,139,1430,430,4518,818,864,74, 7
6. Проектування планетарної передачі
. 1 Підбір чисел зубів і числа сателітів планетарного механізму
Передаточне число планетарної передачі:
Підбір чисел зубів і числа сателітів однорядного планетарного механізму проводимо в такій послідовності:
1. З умови співвісності та формули для передавального відношення висловлюємо ставлення.
меншим колесом буде колесо.
Приймаються число зубів меншого колеса, тоді число зубів першого колеса дорівнюватиме:
Число зубів колеса 3:
. Виробляємо перевірку умови збирання:
- умова виконується, тому q - ціле число;
. За умовою сусідства визначаємо гранично допустиме значення числа сателітів.
- умова виконується.
Передаточне відношення зубчастого механізму також визначаємо графічним методом.
За вихідними даними модуль зубчастих коліс:
Приймаємо стандартне значення модуля:
Знаходимо початкові діаметри коліс планетарної передачі і вичерчуємо кінематичну схему механізму, прийнявши масштабний коефіцієнт ml=0,001 м/мм;
мм.
мм.
мм.
мм.
мм.
Будуємо план лінійних швидкостей. З точки а відкладаємо вектор аа, зображає швидкість точки А коліс 1 і 2. Довжину вектора приймаємо довільно.
Виробляємо побудова планів швидкостей (див. креслення).
Будуємо план кутових швидкостей. На продовженні ОС відкладаємо відрізок PS довільної довжини. З точки Р проводимо прямі, паралельні лінії 1, 2, 2, 3 і H до перетину їх в точках 1, 2,2, 3 і H з перпендикуляром до лінії PS.
Таким чином передавальне відношення планетарної частини редуктора дорівнюватиме:
Похибка побудови становить:
- побудови виконані правильно.
6.2 Розрахунок параметрів евольвентного зачеплення
Вихідні умови:
Кількість зубів шестерні: z4=16,
Число зубів колеса: z5=19;
Модуль зубчастого зачеплення: m=3;
Кут зачеплення: a=20 °
. Крок зачеплення по ділильної окружності:
мм
. Діаметр ділильної окружності:
мм.
мм.
. Діаметр основного кола:
мм. ...
