регистрация / вход

Расчет рычажного механизма

Министерство образования Российской Федерации Рыбинская государственная авиационная технологическая академия Кафедра «Основы конструирования машин»

Министерство образования Российской Федерации

Рыбинская государственная авиационная

технологическая академия

Кафедра «Основы конструирования машин»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПО КУРСУ Т.М.М.

Расчётно-пояснительная записка

Рыбинск 2006 г.


1 Структурный анализ и геометрический синтез рычажного механизма

Структурная схема рычажного механизма, показанная на рис. 1

Рисунок 1 – Структурная схема механизма

Размеры коромысла: lBE = 0,6 м; y = 0,2 м;

Углового размаха коромысла ψ = 550 .

Входное звено – кривошип.

Коэффициент изменения средней скорости выходного звена k = 1,07.

Максимальные углы давления в кинематических парах В и D δmax = 380 .

Направление действия силы полезного сопротивления F ПС - по стрелке.

Угловая скорость кривошипа: w 1 =12 рад/с.

Значение силы полезного сопротивления: F пс=3000Н.

Модуль зубчатого зацепления: m=30 мм.

Числа зубьев колёс: Z 1=16, Z 2=20.

2 Структурный анализ рычажного механизма

Вычерчиваем структурную схему механизма и указываем на ней номера и наименования звеньев. Звено 5 является выходным, так как к нему приложена сила полезного сопротивления F ПС .

Рисунок 2 – Структурная схема механизма: 1 – кривошип; 2, 4 – шатуны; 3-коромысло; 5 – ползун; 6 – стойка.

Составляем таблицу кинематических пар

Таблица 1 – Таблица кинематических пар

кинем.

Пары

Обозначение

Звенья, входящие в пару

Класс

Тип

Относительное

движение

звеньев

1

2

3

4

5

6

7

О

А

B

E

C

D

D

1,6

1,2

2,3

6,3

3,4

4,5

6,5

5

5

5

5

5

5

5

Низшая

Низшая

Низшая

Низшая

Низшая

Низшая

Низшая

Вращательное

Вращательное Вращательное Вращательное Вращательное Вращательное

Поступательное

Определяем число степеней подвижности механизма по формуле Чебышева

W = 3n – 2 p 5 – 2p 4 + q ПС , (1)

где n = 5 – число подвижных звеньев (см. рис. 2);

p 5 = 7 – количество пар 5 класса (см. табл. 1);

p 4 = 0 – количество пар 4 класса (см. табл. 1);

q ПС = 0 – число пассивных связей. В рассматриваемом механизме нельзя отбросить ни одно из звеньев так, чтобы это не сказалось на законе движения выходного звена.

Подставляем значения в формулу (1) и выполняем вычисления.

W = 3 · 5 – 2 ·7 = 1

В механизме одно входное звено.

Расчленяем механизм на простейшие структурные составляющие.

Формула строения I (1,6) → II (2,3) → II (4,5)

Механизм в целом относится ко второму классу.

3. Определение недостающих размеров звеньев

Размер звеньев будем определять графоаналитическим методом.

Для построения планов механизма выберем стандартный масштабный коэффициент длины μ1 = 0,01 м / мм.

Определяем длины отрезков на планах, соответствующие звену 3.

|ВЕ | =|ЕС | = lBE / μ1 = 0,6 / 0,01 = 60 мм

Вычерчиваем планы звена 3 в крайних положениях, выдерживая между ними угол размаха ψ = 550 (рисунок 4). Крайнее правое положение в дальнейшем будем обозначать верхним индексом К 1, а крайнее левое – К 2.

Из точки В проводим вектор её скорости VB . Ввиду того, что звено 3 совершает вращательное движение вокруг точки Е , он направлен перпендикулярно ВЕ.

Вследствие расположения центра вращения кривошипа (точка О) слева от коромысла угол давления δmax вр принимает наибольшее значение, равное 38°, в положении К 1. Проводим под этим углом к вектору V В прямую В k 1 N 1 , по которой направлены звенья 1 и 2 в этом положении.

Вычисляем величину угла перекрытия:

Θ = =6°5´

Из точки В k 2 проводим вспомогательную прямую В k 2 Н, параллельную В k 1 N 1 .

Строим угол НВ k 2 N 2 , равный Θ, и проводим прямую В k 2 N 2 , пресекающую В k 1 N 1 .

Точка О, в которой пересеклись прямые, и является центром вращения кривошипа. Изображаем соответствующий элемент стойки.

Для определения размеров на плане отрезков, соответствующих звеньям 1 и 2, составляем и решаем систему уравнений.

| AB | =

A | =

Наносим на план механизма точки А k 1 и А k 2.

Вычисляем реальные размеры звеньев

lOE = μ1 · |OE | = 0,01 · 125 = 1,25 м

lA B = μ1 · |A В | = 0,01 · 125 = 1,25 м

lOA = μ1 · |OA | = 0,01 · 27 = 0,27 м


Центр вращения кривошипа смещен относительно направляющей стойки на величину y=0,2 м.

Параллельно направляющей, на высоте y, проводим прямую E* R.

Проводим пунктирной линией перпендикуляр ЕВ* к направляющей, равный

ЕВ* =ЕВк1 =ЕВк2 или ЕС* =ЕСк1 =ЕСк2 .

Из точки С* опускаем штрих пунктирную прямую под углом dmax = 380 к направляющей E* R. Точка пересечения D* . Длину прямой вычисляем графическим способом С* D* =0.65 м.

Из точек Ск1 и Ск2 опускаем прямые к прямой E* R равные Ск1 Dk 1 =C* D* =Ck 2 Dk 2 =0.65 м. Соответственно точки пересечения Dk 1 и Dk 2 .

Получим отрезки ½Ск1 Dk 1 ½ и ½Ск2 Dk 2 ½, соответствующие шатуну в крайних положениях к1 и к2.

Вычерчиваем звено 5 в крайних положениях.

Вычисляем длину шатуна 4.

l С D = μ1 · |CD | = 0,01 · 65 = 0,65 м.

4. Определение направления вращения кривошипа

Строим траектории центров шарниров. Для точек А, В и С это – дуги окружностей радиусов соответственно |ОА|, |ВЕ | и |ЕС |. Кривошип 1 совершает полный оборот и поэтому точка А движется по окружности. Точка D вместе с ползуном 5 перемещается по прямой E* R.

Вычисляем углы поворота кривошипа, соответствующие рабочему и холостому ходам, и проставляем их на планах.

αр = 180˚ + Θ = 180˚+ 6˚5΄ = 186˚5΄

αх = 180˚ – Θ = 180˚ – 6˚5΄ = 173˚55΄

Во время рабочего хода ползун 5 движется против силы F ПС из положения К2 в положение К1 . При этом шарнир С перемещается по дуге окружности из положения С k 2 в положение С k 1 .Следовательно, звено 3 в этот промежуток времени поворачивается часовой стрелки, а шарнир В движется по дуге из положения В k 2 в положение В k 1 . Очевидно, что все точки механизма в крайнем положении, соответствующем началу рабочего хода, имеет индекс «К2 », а концу «К1 ».

Точка А , расположенная на кривошипе 1, должна в течении рабочего хода переместиться из положения А k 2 в положение А k 1 , а сам кривошип – повернуться на угол . Это возможно при направлении вращения кривошипа только по часовой стрелки.

Проставляем найденное направление угловой скорости на планах механизма.

5. Подготовка исходных данных для введения в ЭВМ

Изображаем расчетную схему для вывода формул, связывающих некоторые геометрические параметры механизма.

Рисунок 5 – расчетная схема


Из чертежа видно t=1800 – g + b Так как угол b отсутствует, следует что b = 0, а значит Sinb = 0 и z=y

Взяв геометрические размеры из пунктов 1.2, 1.3, 3.13, 3.20 и значение угловой скорости из пункта 1.9, составляем таблицу исходных данных для введения в ЭВМ.

Таблица 2

Схемы

lОА ,

м

lAB ,

м

lB С ,

м

lС D ,

м

lOE ,

м

lCE ,

м

b,

0

lEM ,

м

Формулы

w1

рад\с

13

0,27

1,25

0,6

0,65

1,25

0,6

0

-

Z=y

t=1800 – g + b

12

6. Описание работы на ЭВМ

С шагом 100 выполняем вычисления за полный цикл работы: jнач = 00 , jкон = 3600 .

Анализ результатов (таблица 3) показывает, что крайнее положение механизма имеют место при 200 < j <300 и 2000 < j <2100 , поскольку на этих промежутках происходит изменение знака скорости ползуна.

Принимаем jнач = 200 и jкон = 300 выполняем вычисления с шагом 20

Принимаем jнач = 2000 иjкон = 2100 выполняем вычисления с шагом 20

Результаты вычисления показывают, что крайним положениям соответствуют промежутки 220 < j <240 и 2080 < j <2100

Принимаем jнач = 220 и jкон = 240 проводим расчеты с шагом 0,50 .

Аналогично поступаем для jнач = 2080 и jкон = 2100

7. Построение плана механизма в расчетном положении

Приняв масштабный коэффициент плана μ1 =0,01 м/мм, вычисляем длины отрезков на плане, соответствующих звеньям механизма.

Изображаем элементы стойки: шарниры О и Е , а так же направляющую Е* D ½½ OE.

Вычерчиваем кривошип ОА под углом jp =800 к межосевой линии ОЕ.

Из точки Е проводим дугу окружности радиуса |ВЕ | = 60 мм (траектория т. В ).

Из т. А циркулем с раствором |АВ | = 125 мм делаем засечку на траектории т. В и находим эту точку.

Проводим прямые |AB | и | BE |.

Строим стержень ½СD½= 65 мм делаем засечку на направляющий стойки и находим центр шарнира D.

Соединяем точки С и D прямой линией, изображаем ползун.

Проставляем обозначения кинематических пар, номера звеньев, углы поворота кривошипа jр и коромысла g, а так же направление вращения кривошипа.


8. Определение линейных и угловых скоростей графоаналитическим методом

Вычисляем скорость центра шарнира А.

12 · 0,27 = 3,24 м/с

Рассматривая плоское движение звена 2, составляем векторное уравнение скорости центра шарнира В и анализируем входящие в него величины.

VB = VA + VBA

^ BE ^ OA ^AB

Исходя из ориентировочной длины вектора | pa | = 120 мм, находим приближённое значение масштабного коэффициента плана скоростей

mv =

Принимаем стандартные значения m = 0,025 м/(с·мм).

Решаем векторное уравнение графически. Длина вектора, известного полностью.

|ра | =

Искомые линейные скорости

V В = mv · |pb | = 0,025 · 122 = 3,05 м/с

V ВА = mv · |ab | = 0,025 · 23 = 0,575 м/с

10.6 Так как BE = CE , то

|ес| = | be | = 122 мм

Составляем, анализируем и решаем векторное уравнение для скорости т.D.

VD = VC + VDC

||OD ^CD

Искомые линейные скорости

VC = µV · |pc| = 0,025 · 122 = 3,05 м/с

VD = mv · |pd | = 0,025 · 122,5 = 3,06 м/с

V DC = mv · |dc | = 0,025 · 0,5=0,0125 м/с

Угловые скорости звеньев

Так как скорость V ВА получилась очень маленькой, то на плане скоростей её вектор будем обозначать точкой.

Определяем направление угловых скоростей и проставляем их на плане механизма.


9. Определение линейных и угловых ускорений графоаналитическим методом

Вычисляем ускорения т. А . Поскольку w1 – const, оно является полностью нормальным.

aA = ω1 2 · lOA = (12)2 · 0,27 = 38,88 м/с2

Рассматривая плоское движение звена 2 и вращательное звена 3, составляем систему векторных уравнений ускорений т. В и анализируем входящие в них величины

а B = aA + an BA + a τ BA

||ОА ||АВ ^AB

а B = aE + an BE + a τ BE

=0 ||ВЕ ^B Е

Вычисляем нормальные составляющие ускорений

an BA = ω2 2 · lAB = (0,46)2 · 1,25 = 0,26 м/с2

an BE = ω3 2 · lBE = (5,08)2 · 0,6 = 15,48 м/с2

Аналогично п.п. 6.3 и 6.4 определяем масштабный коэффициент ускорений. Принимаем mA =0,4 м/(с2 ·мм)

Решаем систему графически. Для этого из каждого уравнения сначала откладываем полностью известные векторы, а затем проводим неизвестные направления до их пересечения в т. b . Длины векторов на плане

|pa | = = 38,88/0,4 = 97,2 мм

|an 2 | = = 0,26/0,4 = 0,65 мм

|pn 3 | = = 15,48/0,4 = 38,7 мм

поскольку а E = 0, точка е совпадает с полюсом p.

Так как ускорение an BA получилось очень маленьким, то на плане ускорений его вектор будем обозначать точкой.

Искомое значение ускорения точки B

aB = |pb | · ma = 50,73 · 0,4 = 20 м/с2

Аналогично п. 6.6 строим на плане т. С ;

½πс ½=½πb ½ = 50,73 мм

aC = |πc | · µa = 50,73 · 0,4 = 20 м/с2

Составляем, анализируем и решаем векторное уравнение ускорений т. D .

aD = aC + an DC + a t DC ,

||DO ||CD ^CD

где an DC = ω2 4 · lCD = (0,02)2 · 0,65 = 0,00026 м/с2

тогда |с n 4 | 0,00026/0,4 = 0,00065 мм

Так как ускорение an DC получилось очень маленьким, то на плане ускорений его вектор будем обозначать точкой.

aD = | πd | · µa = 2 · 0,4 =0,8 м/с2


Тангенциальные составляющие ускорений

a τ BA = μa · |n 2 b | = 0, 4 · 58,74 = 23,5 м/с2

a τ BE = μa · |n 3 b | = 0, 4 · 32,45 = 12,98 м/с2

a τ DC = μa · |n 4 d | = 0, 4 · 49,38= 19,75 м/с2

Определяем угловые ускорения звеньев.

Наносим их направления на план механизма.

Находим ускорения центров масс звеньев. Считаем, что они лежат на их серединах. Используем при этом теорему о подобии для каждого из звеньев.

a S 2 = μa · |πS 2 | = 0,4 · 71,62 = 28,65 м/с2

a S 3 = μa · |πS 3 | = 0,4 · 26,07 = 10,43 м/с2

a S 4 = μa · |πS 4 | = 0,4 · 25,37 = 10,15 м/с2

a D = μa · |πd | = 0,4 · 2,15 = 0,86 м/с2

10 Определение активных силовых факторов и инерционной нагрузки на звенья

Находим массы звеньев:

m 2 = q · lAB = 30 · 1,25 = 37,5 кг

m 3 = q · l ЕС = 30 · 0,6 = 18 кг

m 4 = q · lCD = 30 · 0,65 = 19,5 кг

Массу ползуна 5 считаем равной массе шатуна 4: m 5 = m 4 = 19,5 кг

Силы веса звеньев:

G 2 = m 2 · g = 37,5 · 9,81 = 367,875 Н

G 3 = m 3 · g = 18 · 9,81 = 176,58 Н

G 4 = m 4 · g = 19,5 · 9,81 =191,295 Н

G 5 = G 4 =191,295 Н

Силы инерции звеньев:

F u 2 = m 2 · aS 2 = 37,5 · 28,65 = 1074,38 Н

F u3 = m 3 · a S 3 = 18 · 10,43 = 187,74 Н

F u4 = m 4 · aS 4 = 19,5 · 10,15 = 197,93 Н

F u 5 = m 5 · aD = 19,5 · 0,86 = 16,77 Н

Вычисляем моменты инерции звеньев относительно их центров масс:

Моменты пар сил инерции, действующие на звенья:

M u2 = IS 2 · E 2 = 4,88 · 18,8 = 91,74 Н·м

M u3 = IS 3 · E 3 = 0,54 · 21,63 = 11,68 Н·м

M u 4 = IS 4 · E 4 = 0,69 · 30,38 = 20,96 Н·м

Поскольку кривошип 1 считаем сбалансированным, а S 1 = 0 и F u 1 = 0. В связи с тем, что ω1 – const, Е 1 = 0 и М u 1 = 0. Силой веса кривошипа пренебрегаем ввиду малости.

Наносим на план механизма найденные активные силовые факторы. Инерционную нагрузку направляем при этом противоположно соответствующим ускорениям.

Наносим также векторы уравновешивающей силы F y и силы полезного сопротивления F ПС .

Вычисляем значение силы полезного сопротивления в расчетном положении

F ПС = F ПС max sin(S р /h · 180 ) = 3000 · sin (33,03 · 180/48) =77,9 Н

11. Силовой расчет структурной группы 4–5

В масштабе μ1 = 0,01 м/мм вычерчиваем план этой группы и наносим на него активные силовые факторы, а также реакции связей от соседних звеньев.

Составляем векторное уравнение равновесия и проводим его анализ.

F ПС + F u5 + F u4 + G 5 + G 4 + F τ 43 + Fn 43 + F 56 = 0

^CD ||CD ^DE

В уравнении 3 неизвестные величины.

Для нахождения одной «лишней» неизвестной составляем и решаем уравнение моментов относительно т. D.

ΣmD = G 4 · μ1 · |h 1 |+ F u 4 · μ1 · |h 2 | – M u 4F τ 43 · lCD = 0

F τ 43 = 1/lCD · (G 4 · μ1 · |h 1 | + F u 4 · μ1 · |h 2 | – M u 4 ) =

=1/0,65 · (191,295 · 0,01 · 25,6 + 197,93 · 0,01 · 27,4 – 20,96) =126,53 Н

Решаем векторное уравнение графически. С этой целью в масштабе μF = 2 Н/мм откладываем все известные векторы, а затем проводим известные направления двух искомых векторов. Длины векторов:

Определяем неизвестные реакции:

F 43 = μF · |fk | = 2 · 143,3= 286,6 Н

F 56 = μF · |ka | = 2 · 254,26 = 508,52 Н

12. Силовой расчет структурной группы 2–3

В масштабе μ1 = 0,01 м/мм строим план групп и наносим все действующие силовые факторы.

Векторное уравнение равновесия:

F 34 + G 3 + F u3 + G 2 + F u2 + F τ 36 + F τ 21 + Fn 36 + Fn 21 = 0

F 43 ^BE ^AB ||BE ||AB

Для каждого звена составляем уравнение моментов относительно шарнира В и находим тангенциальные составляющие реакций.

Для звена 2:

Σm В = G 2 · μ1 · |h 3 | – F u 2 · μ1 · |h 4 | + M u 2 + F τ 21 · l АВ = 0

F τ 21 = 1/l АВ · (F u 2 · μ1 · |h 4 | – G 2 · μ1 · |h 3 | – M u 2 ) =

=1/1,25 ·(1074,38 · 0,01 · 50,81 – 367,875 · 0,01 · 60,26 – 91,74) = 185,98 Н

Для звена 3:

Σm В = – F u 3 · μ1 · |h 5 | – G 3 · μ1 · |h 6 | + M u 3 + F τ 36 · lBE = 0

F τ 36 = μ1 /lBE (F u3 · |h 5 | + G 3 · |h 6 | – M u3 ) = 0,01/0,6 · (187,74 · 28,32 + 176,58 · 0,07 – 11,68) = 88,62 Н

Используя масштабный коэффициент μF = 25 Н/мм, решаем векторное уравнение графически. Длины векторов:


Из плана находим полные реакции:

F 36 = μF · |fm | = 2 · 177,19 = 354,38 Н

F 21 = μF · |ma | = 2 · 150,13 = 300,26 Н

13. Силовой расчет входного звена

В масштабе μ1 = 0,01 м/мм вычерчиваем план звена и наносим на него все действующие силовые факторы.

Векторные уравнения равновесия

Fy + F 16 + F 12 = 0

^OA ||OAF 21

В масштабе μF = 20Н/мм решаем уравнение графически.

Fy = μF · |bc | = 10 · 13,27 = 132,7 Н

F 16 = μF · |ca | = 10 · 26,94= 269,4 Н

14. Геометрический расчет зубчатого зацепления

Исходя из заданных чисел зубьев Z 1 = 16 и Z 2 = 20 по ближайшему блокирующему контуру для Z 1 = 14 и Z 2 = 22 выбираем коэффициенты смещения таким образом, чтобы обеспечить равенство удельных скольжений λ1 = λ2 , величину коэффициента перекрытия Е >1,2 Принимаем предварительно X1 =0,44; X2 = 0.21.

Инволюта угла зацепления


inv α’w = · 2 · tg 20˚ + inv 20˚,

где inv 20˚=0,014904 [2, c. 275]. Подставляем значения:

Угол зацепления α´w =24˚29´ [2, с. 264].

Межосевое расстояние

Округляем межосевое расстояние до aw = 560 мм

Уточняем угол зацепления

αw = arcos 0,9061 = 25.02˚ = 25˚12`

Сумма коэффициентов смещения

Используя блокирующий контур, распределяем найденное значение по колёсам. При этом принимаем такие значения Х 1 и Х 2 , которые обеспечивают выполнение условий, перечисленных в пункте 1.1. Этим требованиям соответствует точка с координатами Х 1 = 0,53 и Х 2 = 0,3. Она расположена достаточно далеко от всех границ контура ниже и левее линии Е = 1,2 (это значит, что Е > 1,2).

Радиусы начальных окружностей


Проверка

aw = rw 1 + rw 2 = 248,9 + 311,1 = 560 мм

Радиусы делительных окружностей

Радиусы основных окружностей

rb 1 = r 1 · cos 20˚ = 240 · 0,93969 = 225,5 мм

rb 2 = r 2 · cos 20˚ = 300 · 0,93969 = 281,9 мм

Радиус окружностей впадин

rf 1 = r 1 + m · (X 1 – 1,25) = 240 + 30 · (0,53 – 1,25) = 218.4 мм

rf 2 = r 2 + m · (X 2 – 1,25) = 300 + 30 · (0,3 – 1,25) = 271.5 мм

Радиусы окружностей вершин

ra 1 = aw rf 2 – 0,25m = 560 – 271.5 – 0,25 · 30 = 281 мм

ra 2 = aw rf 1 – 0,25m = 560 – 218.4 – 0,25 · 30 = 334.1 мм


Шаг по делительной окружности

p = π · m = 3,14 · 30 = 94,2 мм

Угловые шаги:

Вычисляем размеры зубьев:

– высота головок

ha 1 = ra 1r 1 = 281 – 240 = 41 мм

ha 2 = ra 2r 2 = 334,1 – 300 = 34,1 мм

– высота ножек

hf 1 = r 1rf 1 = 240 – 218,4 = 21.6 мм

hf 2 = r 2rf 2 = 300 – 271,5 = 28,5 мм

– высота зубьев

h 1 = ha 1 + hf 1 = 41 + 21,6 = 62,6 мм

h 2 = ha 2 + hf 2 = 34,1 + 28,5 = 62,6 мм

Проверка h 1 = h 2

– толщина зубьев по делительным окружностям

S 1 = 0,5 · p + 2X 1 · m · tg 20˚ = 0,5 · 94.2 + 2 · 0,53 · 30 · 0,364 = 58,67 мм

S 2 = 0,5 · p + 2X 2 · m · tg 20˚ = 0,5 · 94.2 + 2 · 0,3 · 30 · 0,364 = 53,65 мм

Толщина зубьев шестерни по окружности вершин

где αа 1 = arccos rb 1 /ra 1 = arccos 225,5 /281 = 36,63˚ = 36˚37´

Проверяем отсутствие заострения зубьев шестерни

мм

Длина теоретической линии зацепления

g = aw · sinαw = 560 · sin 24.48˚ = 232 мм

15. Вычисление ожидаемых качественных показателей зубчатого зацепления

Поскольку в расчетные зависимости входит передаточное число, определяем его значение

Вычисляем удельное скольжение по формуле

где – радиус кривизны профиля шестерни в рассматриваемой точке контакта.

Результаты вычислений сводим в таблицу

Таблица 17.1 – Результаты вычислений

, мм

0

10

30

60

90

100

150

200

232

λ1

– ~

-16,8

-4,39

-1,29

-0,26

-0,056

0,56

0,87

1

Удельное скольжение в колесе

Результаты вычислений сводим в таблицу


Таблица 17.2 – Результаты вычислений

, мм

0

10

30

60

100

130

160

200

232

λ2

1

0,94

0,81

0,56

0,053

– 0,59

– 1,777

– 6,81

– ~

Коэффициент торцевого перекрытия

16. построение картины зацепления

Из центров О1 и О2 , расположенных на расстоянии а w друг от друга, для каждого из колёс проводим основную, делительную и начальную окружности, а также окружности вершин и впадин.

Отмечаем полюс зацепления W и проводим через него общую касательную к основным окружностям. Наносим на неё точки N 1 и N 2 – границы теоретической линии зацепления.

Строим приблизительно эвольвентные профили, сопрягаемые в точке W так, как описано в [4. с. 129–132] или [5. с. 49–53].

Строим оси симметрии зубьев, сопрягаемых в полюсе. Для этого на делительных окружностях делаем засечки на расстояниях 0,5S от только что построенных профилей и соединяем полученные точки с центрами колёс штрихпунктирными линиями.

На расстоянии р = 94,2 мм по делительной окружности проводим на каждом из колёс оси симметрии двух соседних зубьев.

Строим закругления ножек зубьев во впадинах радиусом

ρf = 0,38m = 0,38 · 30 = 11,4 мм

Отмечаем границы активной части линии зацепления.

Выделяем рабочие поверхности профилей зубьев.

Строим графики удельных скольжений.

Проставляем стандартные обозначения размеров. Их численные значения для обоих колёс размещаем в таблице.

Строим углы торцевого перекрытия, обозначаем их на картине зацепления и измеряем величины φа 1 = 26°, φа 2 = 18°35’.

17. Определение реальных качественных показателей зубчатого зацепления

Вычисляем коэффициент перекрытия, используя только что измеренные значения углов. Сравниваем его с вычислениями в пункте 5.3.4

Е = 0,5 (Е 1 +Е 2 ) = 0,5 (1,155 + 1,027) = 1,091

Относительная погрешность


Список использованных источников

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. – 5-е изд.-М.: Машиностроение, 1980. – 559 с.

2. ТММ. Сб. контрольных работ и курсовых проектов /Под. ред. Н.В. Алехновича. – Минск: Высш. шк., 1970.-252 с./

3. Кореняко А.С. и др. Курсовое проектирование по ТММ. – Киев: Высш. шк., 1970. -332 с./

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ  [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий