Материал: Синтез зубчатого механизма
Определим численное значение найденных линейных ускорений:
, так как 
3. Силовой анализ механизма
Исходная схема механизма
Рисунок 6 - Схема центрального
кривошипно-ползунного механизма
Определяем массу звеньев механизма,
используя исходные данные
,
Где g = 10 кг/м - удельная масса звена;- длина соответствующего звена.
С учетом этого:
-е звено:
-е звено:
-е звено:
Определим силу тяжести механизма:
-е звено:
-е звено:
-е звено:
.1 Определение сил и моментов
инерции
-е звено:
, так как
-е звено:
-е звено:
.2 Силовой анализ группы Аcсура
Силовой расчет механизма начинаем с
наиболее удаленной от ведущего звена группы Аcсура. В нашем случае группой
Асcура является группа состоящая из звеньев 2 и 3. Отсоединим ее от основного
механизма. Вычерчиваем отдельно в таком же положении, в таком же масштабе, как
было на механизме (рисунок 7).
Рисунок 7 - Группа Аcсура 2-3
На выделенную группу Асcура наносим
все действующие силы: внешние (
) и внутренние (
).
Тангенциальные составляющие реакции () определяются аналитически из условия
равновесия звеньев, на которые они действуют. Запишем уравнение равновесия для
звена АВ:
Реакции 
и 
определяются
графическим путем построения сил по данному уравнению
Для построения плана сил по
записанному уравнению выберем масштаб построения
Где Fmax - максимальная по величине
сила в уравнении
- отрезок, изображающий максимальную
силу на чертеже, его длину назначаем произвольно от 150 до 200 мм.
С учетом этого
Определим отрезки, изображающие
известные силы в выбранном масштабе
Построение плана сил по написанному выше уравнению ведется в следующем порядке (рисунок 8).
Рисунок 8 - План сил группы Асcура
В любом месте поля чертежа проводим
линию действия реакции 
. На этой
линии возьмем произвольно точку О. Из точки О откладываем отрезок, изображающий
тангенциальную реакцию 
. Из конца
вектора откладываем
отрезок, изображающий силу тяжести 
. Из конца вектора откладываем
отрезок, изображающий силу инерции 
.Из конца вектора откладываем
отрезок, изображающий силу инерции 
.Из конца вектора откладываем
отрезок, изображающий силу тяжести 
.Из конца вектора откладываем
отрезок, изображающий силу полезного сопротивления, действующую на ползун 
. Конец
вектора 
соединяем с
линией действия реакции , получим
вектор изображающий реакцию 
.Конец вектора соединяем с
концом вектора , получим
вектор изображающий реакцию 
.
Определяем численное значение
найденных реакций, используя план сил и масштаб
.3 Расчет ведущего звена механизма
Вычерчиваем ведущее звено отдельно
от механизма в заданном положении и в заданном масштабе (рисунок 9).
Рисунок 9 - Ведущее звено механизма
На ведущее звено наносим все
действующие силы:
,
,
.
Определяем уравновешивающую силу из
условия равновесия звена ОА аналитически:
Для определения реакции в точке О
построим план сил для ведущего звена по следующему векторному уравнению
(рисунок 6):
Рисунок 10 - План сил ведущего
звена.
.4 Определение уравновешивающей силы
методом рычага Жуковского
План скоростей для исходного
положения механизма поворачиваем на 90º в любую сторону. К
повернутому плану скоростей в соответствующих точках прикладываем внешние силы
и моменты (рисунок 11)
Рисунок 11 - Рычаг Жуковского
К точке 
плана
скоростей прикладываем уравновешивающую силу 
.
Из условия равновесия повернутого
плана скоростей определяется по величине и направлению
Расхождение , найденное
при расчете ведущего звена и при помощи рычага Жуковского должно составлять не
более 10%.
Найдем погрешность
Следовательно, силовой анализ
механизма выполнен правильно.
4. Синтез
зубчатого зацепления.
.1 Проектирование зубчатой передачи
внешнего зацепления.
Исходные данные:
=18, z2=26, m=5,
α=20º
Назначаем коэффициент смещения
инструмента при нарезании зубчатых колес. По таблице 5.2 [1, стр.183]
Определяем суммарные коэффициент
смещения
Определяем угол зацепления передачи
Проделаем угол зацепления
Определяем межосевое расстояние зубчатой передачи
Определяем диаметр делительных
окружностей
Определяем делительное межосевое расстояние
Определяем коэффициент
воспринимаемого смещения
Определяем коэффициент
уравнительного смещения
Определяем радиус начальных
окружностей
Проверка межосевого расстояния
Определяем радиус вершин зубьев
Определяем радиус впадин
где с*=0,25 - коэффициент радиального зазора для нормальных зубьев.
Определяем высоту зуба, шестеренки
колеса
Определяем толщину зубьев по
делительной окружности
Определяем радиус делительной
окружности
Определяем радиус основной
окружности шестеренки колеса
Определяем углы профиля в точке на
окружности вершин
Определяем толщину зубьев по
окружности вершин
Определяем коэффициент толщины
зубьев по окружности вершин
Определяем коэффициент торцевого перекрытия передач
.2 Построение эвольвенты зубчатых
колес
Построение профиля зубчатых колес рассматриваем на примере 1 зубчатого колеса. Построение будем вести в следующей последовательности.
Назначим масштаб построения таким образом, чтобы высота зуба была в пределе 40 - 60 мм.
С учетом этого
Определяем рассчитанные данные,
изображаемые на чертеже в заданном масштабе.
В любом месте чертежа выбираем центр колеса. Из точки О1 проводим окружность радиусом rb1. На окружности выбираем точку М. Разбиваем окружность от точки М вправо на несколько равных частей. Каждому радиусу восстанавливаем перпендикуляр.
На полученные перпендикуляры откладываем отрезки, равные длине хорды между радиусами.
Соединяем точки с помощью лекала. Из центра колеса О1 проводим радиусы окружностей. Откладываем толщину зуба S1 по делительной окружности. Отображаем половину профиля зуба. Аналогично строим шаблон другого колеса (рисунок 12).
Рисунок 12 - Построение эвольвенты
зубчатого колеса
Вычерчиваем зацепление двух зубчатых
колес. В любом месте поля чертежа проводим осевую линию. На осевой линии
отмечаем точки О1 и О2 на расстоянии 
в выбранном масштабе. Из точек О1 и
О2 проводим окружности зубчатых колес. Через полюс Р проводим касательную к
основной окружности. Используя шаблоны, обводим их.
Рисунок 13 - Эвольвентное зацепление
двух зубчатых колес
.3 Проектирование станочного
зацепления.