Материал: Записка Бурко

.

Вычисляем центральные моменты инерций шатунов:

кг.

Вычисляем главные моменты инерций шатунов:

Н;

Н.

_{2.2 Силовой расчет диады 4-5}

Составляем уравнение равновесия диады 4-5:

Выбираем масштабный коэффициент плана сил диады 4,5:

H/мм.

На плане сил:

Для определения составим дополнительное уравнение равновесия:

.

.

;

мм.

Из плана сил определяем:

_{2.3 Силовой расчет диады 2-3}

Составляем уравнение равновесия диады 2-3:

Для определения составим дополнительное уравнение равновесия:

.

.

H;

мм.

Из плана сил определяем:

_{2.4 Силовой расчет кривошипа}

Выделяем из механизма кривошип и рассматриваем его в равновесии.

Из плана сил определяем:

_{2.5 Определение уравновешивающей силы с помощью рычага Жуковского}

Для определения уравновешивающей силы методом Жуковского поворачиваем план скоростей на 90^о.

Определим расхождение результатов в определении уравновешивающей силы методом Жуковского и методом планов сил.

;

_{2.6 Определение угловых скоростей в кинематических парах}

_{Определяем угловые скорости во вращательных кинематических парах}

_6..

_{2.7 Определение потерь мощности}

Мгновенную потребляемую мощность без учета потерь мощности на трение определяем соотношением:

Мощность привода, затрачиваемая на преодоление силы полезного сопротивления, равна:

Потери мощности на трение во вращательных кинетических парах:

где r_ц = 0.0175 м – радиус цапфы;

' = 0.21 – коэффициент трения.

Потери мощности на трение в поступательных кинематической паре

Суммарная мощность сил трения.

Мгновенная потребная мощность двигателя

2.8 Расчет приведенного момента инерции

Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий звеньев с заданными массами:

За звено приведения выбираем кривошип. Кинетическая энергия кривошипа опишется таким образом:

Приведенный момент инерции подсчитаем из условия равенства кинетических энергий механизма и звена приведения.

Т_мех= Т_пр ,

отсюда

3. Расчёт и проектирование зубчатого механизма

Исходные данные:

1. Число зубьев шестерни z₅ = 8

2. Число зубьев колеса z₆ = 26

3. Модуль m =3 мм

угол профиля a = 20°

коэффициент высоты головки ha* = 1

коэффициент радиального зазора с* =0,25

3.1 Расчет геометрических параметров и построение картины эвольвентного зацепления

1. Суммарное число зубьев

z = z₅ + z₆ = 8+26 =34.

2. Минимальные коэффициенты смещения

3. Угол профиля исходного контура  = 20

4. Угол зацепления = w=20

5. Делительное межосевое расстояние

6. Межосевое расстояние a_w = a = 51 мм

7. Делительная высота головки зуба

h_a5 = m( h_a* + Х₅ )=3(1+0.53)=4.59 мм.,

h_a6 = m( h_a* + Х₆ )=3(1-0.53)=1.41 мм.

8. Делительная высота ножки зуба

h_f5 = m( h_a* + c* - x₅ ) =3(1+0.25-0.53)= 2.16 мм.,

h_f6 = m( h_a* + c* - x₆ ) =3(1+0.25+0.53)= 5,34 мм.

9. Высота зуба

h₅ = h₆ = h = 2.25m = 2.25·3=6.75 мм.

10. Делительные диаметры

d₅ = m · z₅ = 3 · 8 = 24 мм.,

d₆ = m · z₆ = 3 · 26 = 78 мм.

11. Основной диаметр

d_b5 = m · z₅ · cos = 3·8·cos20=22.55 мм.,

d_b6 = m · z₆ · cos =3·26·cos20=73.29 мм.

12. Начальный диаметр

d_w5 = d₅ = 24 мм.,

d_w6 = d₆ =78 мм.

13.Диаметр вершин зубьев

d_a5 = m · z₅ + 2m( h_a* + X₅ ) = 3·8+2·3·(1+0.53)=33.18 мм.,

d_a6 = m · z₆ + 2m( h_a* + X₆ ) = 3·26+2·3·(1-0.53)=80.82 мм.

14.Диаметр впадин зубьев

d_f5 = m·z₅- 2m( h_a* + c*- X₅) = 3·8-2·3·(1+0.25-0.53)=19.68 мм.,

d_f6 = m·z₆ - 2m( h_a* + c* - X₆) = 3·26-2·3·(1+0.25+0.53)=67.32 мм.

15.Начальная толщина зуба и делительная толщина зуба

S₅ = 0.5m + 2mX₅tg = 0.5·3.14·3+2·3·0.53·tg20=5.86 мм.,

S₆ = 0.5m + 2mX₆tg = 0.5·3.14·3+2·3·(-0.53)·tg20=3.55 мм.

16. Основная толщина зуба

17. Угол профиля по окружности вершин

18. Толщина зуба по окружности вершин

19. Делительный шаг

Р =  · m = 3.14 · 3= 7.85 мм.

20. Основной шаг

Р_b =  · m · сos = 3.14·3·cos20=7.38мм.

20. Радиус кривизны галтели

 = 0.38 · m =0.38·3= 0.95 мм.

21. Начальный шаг

.

Проверка коэффициента торцового перекрытия

коэффициент торцового перекрытия графически:

ℰ_a = ;

ℰ_a = = 1,45;

погрешность:

∆ = ⋅ 100 %;

∆ = ⋅ 100 % = 1 % < 5 %.