4.3. Определение уравновешивающей силы методом н.Е. Жуковского

_{Для нахождения уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского строится план скоростей, в соответствующие точки которого переносятся все силы (внешние и силы инерции), предварительно повернутые в одном направлении на угол 90}⁰_.

_{Моменты сил инерции заменяем парами сил:}

_{FИ2 = МИ2 / LАВ = 37,8 / 0,25 = 151,2 Н,}

_{FИ3 = МИ3 / LСВ = 347,7 / 0,27 = 1287,7 Н,}

_{FИ4 = МИ4 / LDЕ = 24,2 / 0,29 = 83,4 Н,}

_{Рассматривая план скоростей как жесткий рычаг, который находится в равновесии, определим сумму моментов всех сил относительно его полюса:}

_{П ри расчете методом Н.Е.Жуковского Fур.Ж = 8515 H.}

_{По методу планов сил Fур. = 8273,3 H.}

_{Погрешность определения величины уравновешивающей силы различными методами составляет}

_{∆ Fур = 100∙( Fур.Ж - Fур )/ Fур = 100% (8515 –8273,3)/8515 = 2,8%.}

5. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления

Для синтеза зубчатого зацепления используются следующие данные, имеющиеся в задании: числа зубьев колес: z₁ = 11; z ₂ = 15; модуль m =10 мм.

Угол профиля инструментальной рейки a = 20°;

коэффициент высоты зуба h_a^* = 1;

коэффициент радиального зазора с^* = 0,25.

коэффициенты смещения исходного производящего контура:

x₁ = 0,513 и х ₂ = 0,330

5.1. Геометрические параметры зацепления

Радиусы делительных окружностей

Радиусы основных окружностей

Делительный окружной шаг

Делительная окружная толщина зуба

Угол зацепления

По таблице (4,стр.216) находим a_w = a_w = 27°03¹

Межосевое расстояние

Радиусы начальных окружностей

Радиусы окружностей впадин

Радиусы окружностей вершин

Шаг по основной окружности (основной шаг)

Углы профилей зубьев колес по окружностям вершин зубьев (градусы):

Инволюты углов α_а1 и α_а2 : inv α_а1 = 0,15864; inv α_а2 =0,09758

Толщины зубьев по окружностям вершин, мм:

Об отсутствии заострения зубьев свидетельствует неравенства:

S_a1 = 4,53 мм > 0,2 m > 2,0 мм;

S_a2 = 6,61 мм > 0,2 m > 2, мм.

5.2.Качественные показатели зацепления

Коэффициент перекрытия

Для нормальной работы зубчатой передачи должно быть выполнено условие

ε ≥ 1,05.

_{Графические построения для настоящего раздела представлены на листе «синтез эвольвентного зацепления».}

Проверка правильности построения профилей зубьев производится путем сравнения толщин зубьев по окружностям с радиусами r_bi, r_ai , r_mi, полученных графически, c расчетными значениями соответствующих толщин зубьев окружностям вершин зубьев S_ai, S_bi, S_mi , где i – номер зубчатого колеса.

_{Графические построения для настоящего раздела представлены на листе «синтез эвольвентного зацепления».}

Масштаб построения:

K_s=

Проверка правильности построения профилей зубьев производится путем сравнения толщин зубьев по окружностям с радиусами r_bi, r_ai , r_i, полученных графически, c расчетными значениями соответствующих толщин зубьев окружностям вершин зубьев S_ai, S_bi, S_i , где i – номер зубчатого колеса.

По величине отрезка «ab» определяем коэффициент перекрытия

Ɛ=аb*К_s/p_t*cosα=106*0,314/31,416*0,9397=1,13

Расхождение с расчётным значением: (1.159-1.13)*100%/1,159=2,5%

Относительная скорость скольжения

V^t ₁₂=PK(ω₁+ ω₂)=PK(ω₁+ ω₁/u₁₂)=86*0,314*10^-3 83,7 (1+1/1,36)=

=3,9 м/сек

Масштаб К_v =3,9/10=0,39 м/сек мм

РК- расстояние от полюса до любой точки К на линии зацепления.

Коэффициенты удельного скольжения:

₁=1-₂z₁/₁z ₂ ; ₂=1-₁z ₂/₂z ₁

При входе в зацепление (1-ое колесо принято за ведущее) в точке a:

₁=1-₂z₁/₁z₂=1-51,07*11/11,3*15=1-3,31=-2,31

₂=1-₁z ₂/₂z ₁=1-11,3*15/51,07*11=1-0,3=0,7

При выходе из зацепления в точке b:

₁=1-₂z₁/₁z₂=1-16,85*11/45,52*15=1-0,27=0,73

₂=1-₁z ₂/₂z ₁=1-45,52*15/16,85*11=1-3,68=-2,68

Масштаб: K_ =0,1 мм^-1