- •Введение
- •1 Проектирование рычажного механизма
- •2 Динамический анализ механизма
- •2.1 Определение приведенных моментов сил
- •Определение приведенных моментов сил
- •2.2 Определение приведенных моментов инерции
- •Определение приведенных моментов инерции
- •2.3 Определение приведенных моментов сил сопротивления и работ
- •2.4 Определение Jдоп и расчет маховика
- •2.5 Определение угловой скорости кривошипа
- •Определение угловой скорости кривошипа
- •2.6 Определение углового ускорения кривошипа
- •3 Кинематика рычажного механизма
- •3.1 Определение скоростей
- •3.2 Определение ускорений
- •4 Силовой расчет рычажного механизма
- •4.1 Силовой расчет группы Ассура
- •4.2 Силовой расчет входного звена – кривошипа
- •4.2.1 Расчет рур
- •4.2.2 Расчет мур
- •4.3 Влияние массы звеньев на реакции в кинематических парах и мур
- •Влияние массы звеньев на реакции в кинематических парах и мур
- •5 Проектирование эвольвентного зубчатого зацепления
- •Исходные данные для расчета
- •Расчет основных геометрических параметров
- •Расчет размеров для контроля взаимного положения разноименных профилей зубьев
- •Расчет размеров для контроля номинальной поверхности зуба
- •Расчет размеров для контроля взаимного положения одноименных профилей зуба
- •Проверка качества зацепления по геометрическим показателем
- •Расчет кинематических параметров
- •6 Синтез планетарного механизма.
- •Рассчитаем данные на пэвм
- •7 Порядок динамического синтеза кулачковых механизмов
- •7.1 Кулачковый механизм с поступательно движущимся толкателем
Расчет размеров для контроля номинальной поверхности зуба
Наименование параметра |
Обозначение |
Расчетная формула |
Значение |
|
Основной диаметр |
Шестерни |
db1 |
db1=d1cosαt |
258,42 |
Колеса |
db2 |
db1=d2cosαt |
634,29 |
|
Угол профиля зуба в точке на окружности вершин |
Шестерни |
αa1 |
cos αa1=db1/da1 |
42,95 |
Колеса |
αa1 |
cos αa2=db2/da |
27,95 |
|
Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке |
Шестерни |
ρP1 |
ρP1=awsinαtw-0,5db2tg αa2 |
25,30 |
Колеса |
ρP2 |
ρP2=awsinαtw-0,5db1tg αa1 |
73,29 |
|
Таблица 9
Расчет размеров для контроля взаимного положения одноименных профилей зуба
Наименование параметра |
Обозначение |
Расчетная формула |
Значение |
Шаг зацепления |
Pα |
Pα= π*m*cosα |
73,80 |
Делительной окружной шаг зубьев |
Pt |
Pt= π*m/cosβ |
78,54 |
Осевой шаг |
Px |
Px= π*m/sinβ |
∞ |
Таблица 10
Проверка качества зацепления по геометрическим показателем
Наименование параметра |
Обозначение |
Расчетная формула |
Значение |
|
Проверка отсутствия подрезание зубьев |
||||
Коэффициент наименьшего смещения шестерни |
Хmin |
Хmin=h1*-h2*-z1sin2α/(2cosβ) |
-0,2226 |
|
Проверка отсутствия интерференции зубьев |
||||
Радиус кривизны в граничной точке профиля зуба |
Шестерни |
ρе1 |
ρе1=0,5d1sinαt-m(h1*-ha*-x1)/sinαt |
17,79 |
Колеса |
ρе2 |
ρе2=0,5d2sinαt-m(h1*-ha*-x2)/sinαt |
35,03 |
|
Коэффициент торцового перекрытия |
ξα |
ξα=1/2π(z1tgαa1+ z2tgαa2- z∑tgαtw) |
1,29 |
|
Нормальная толщина на поверхности вершин |
Шестерни |
Sna1 |
Sna1=da1((π/2+2x1tgα)/z2+invαt- invαa1) |
5,72 |
Колеса |
Sna2 |
Sna2=da2((π/2+2x2tgα)/z2+invαt- invαa2) |
19,84 |
|
Таблица 11
Расчет кинематических параметров
Наименование параметра |
Обозначение |
Расчетная формула |
Значение |
|
Удельное скольжение |
||||
В нижней точке активного профиля зуба |
Шестерни |
ϑр1 |
ϑр1=(tgαa2-tgαtw) *(u+1)/ (tgαtw-u(tgαa2-tgαtw)) |
1,71 |
Колеса |
ϑр2 |
ϑр2=(tgαa1-tgαtw) *(u+1)/ (tgαtw-u(tgαa1-tgαtw)) |
3,03 |
|
На вершине зуба |
Шестерни |
ϑа1 |
ϑа1=((tgαa1-tgαtw)/ tgα1)*(1+1/u) |
0,75 |
Колеса |
ϑа1 |
ϑа1=((tgαa2-tgαtw)/ tgα2)*(1+u) |
0,63 |
|
Для определения координат эвольвентных профилей зубьев шестерни и колеса рассмотрим эвольвентный участок. Любая точка Кх эвольвенты определяются радиусом-вектором rx и эвольвентным углом θx который обозначается invαx (инволюта угла профиля αx) и определяется выражением:θx= invαx=tgαx-αx.
Связь между радиус-вектором rх и углом профиля αх и устанавливает зависимость rх= rв/cos αx,где rв – радиус основной окружности.
Выполненные расчеты позволяют построить картину рабочего зубчатого зацепления (лист 3). Для этого отметим оси О1 и О2 колес, расстояние между которыми определяет межосевое расстояние аw. Из центров О1 и О2 проведем:
начальные окружности (радиусы которых rw1 и rw2), соприкосающихся в полюсе зацепления W; делительные окружности (r1 и r2), расстояние между которыми равно воспринимаемому смещению у*m=11,5мм; окружности вершин (rа1 и rа2) и окружности впадин (rf1 и rf2); основные окружности (rb1 и rb2), общая касательная к которым является линией зацепления N1 N2, проходящей через полюс зацепления W. Точки BP1 и ВР2 пересечения линии зацепления N1 N2 с окружностями вершин определяют активную линию зацепления, длина qа который равна дуге зацепления по основной окружности.
Положение линии зацепления N1 N2 относительно общей касательной t-t к начальным окружностям определяет угол зацепления аw. Из построеных измеряем угол аw=230, и сравниваем с расчетным углом аw=23,440.
После вычерчивания всех окружностей и линий зацепления изображаем контуры профилей зубьев шестерни и колеса.
В точках ВР1 и ВР2 изобразим рабочие профили зубьев в момент начала и в момент окончания зацепления зубьев.