Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
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 = 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
= 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
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 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.
Рассматривая плоское движение звена 2, составляем векторное уравнение скорости центра шарнира В и анализируем входящие в него величины. ^ 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
| = |an
2
| = |pn
3
| = 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
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
4
– F
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
||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
= 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 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 Результаты вычислений сводим в таблицу Таблица 17.1 – Результаты вычислений 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 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./
|