Доклад: Расчет рычажного механизма

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 δmaxвр принимает наибольшее значение, равное 38°, в положении К 1. Проводим под этим углом к вектору V В прямую В k 1N 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 | =

|О 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 = 380к 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 Dk1 =C* D* =Ck2 Dk2 =0.65 м. Соответственно точки пересечения Dk1 и Dk2 .

Получим отрезки ½Ск1 Dk1 ½ и ½Ск2 Dk2 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	lBС , м	lСD , 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	-	Z=y t=1800– g + b	12

6. Описание работы на ЭВМ

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

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

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

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

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

Принимаем jнач = 220и jкон = 240проводим 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 =800к 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 = ω12 · 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 + anBA + a τBA

||ОА ||АВ ^AB

а B = aE + anBE + a τBE

=0 ||ВЕ ^B Е

Вычисляем нормальные составляющие ускорений

anBA = ω22 · lAB = (0,46)2 · 1,25 = 0,26 м/с2

anBE = ω32 · 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 anBA 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 + anDC + a tDC ,

||DO ||CD ^CD

где anDC = ω24 · lCD = (0,02)2 · 0,65 = 0,00026 м/с2

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

Так как ускорение anDC 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 τBA = μa · |n 2b | = 0, 4 · 58,74 = 23,5 м/с2

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

a τDC = μa · |n 4d | = 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 S2 = μa · |πS 2 | = 0,4 · 71,62 = 28,65 м/с2

a S3 = μa · |πS 3 | = 0,4 · 26,07 = 10,43 м/с2

a S4 = 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 u2 = m 2 · aS 2 = 37,5 · 28,65 = 1074,38 Н

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

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

F u5 = 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 u4 = IS 4 · E 4 = 0,69 · 30,38 = 20,96 Н·м

Поскольку кривошип 1 считаем сбалансированным, а S 1 = 0 и F u1 = 0. В связи с тем, что ω1 – const, Е 1 = 0 и М u1 = 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 ПСmax 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 τ43 + 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 u4 · μ1 · |h 2 | – M u4 – F τ43 · lCD = 0

F τ43 = 1/lCD · (G 4 · μ1 · |h 1 | + F u4 · μ1 · |h 2 | – M u4 ) =

=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 τ36 + F τ21 + 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 u2 · μ1 · |h 4 | + M u2 + F τ21 · l АВ = 0

F τ21 = 1/l АВ · (F u2 · μ1 · |h 4 | – G 2 · μ1 · |h 3 | – M u2 ) =

=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 u3 · μ1 · |h 5 | – G 3 · μ1 · |h 6 | + M u3 + F τ36 · lBE = 0

F τ36 = 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 ||OA – F 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 X ’1 =0,44; X ’2 = 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 1 – r 1 = 281 – 240 = 41 мм

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

– высота ножек

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

hf 2 = r 2 – rf 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	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	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./