Структурный анализ механизма, кинематический анализ, динамический анализ, синтез неравносмещенного зубчатого зацепления

тмм.doc

Двигатель с компрессором используют в различных областях промышленности. Он предназначен для подачи воздуха или наоборот для высасывания воздуха. Его работа осуществляется следующим образом. После пуска двигателя компрессор начинает накачивать воздух в ресивере. Там создается давление. После чего воздух можно использовать для различных целей.
Длины звеньев механизма:
Частота вращения двигателя:
Частота вращения кривошипа:
Массы звеньев механизма:
Моменты инерции звеньев механизма:
JS1 = 085 кгм2 схема механизма
Максимальное давление в цилиндре I ступени:p1макс = 025 МПа
Максимальное давление в цилиндре II ступени:p2макс = 084 МПа
I ступени d1 = 037 м
II ступени d2 = 021 м
Коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала: = 190
Положение кривошипа при силовом расчете: φ1 = 60º
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора: mI = 3 мм.
Числа зубьев колес масляного насоса:
Модуль зубчатых колес za и zb: ma = 4 мм.
Структурный анализ механизма
1.Определяем степень подвижности плоского механизма по формуле П.Л.Чебышева:
где n - число подвижных звеньев n=5;
p5 - число кинематических пар пятого класса p5 = 7
р4 - число кинематических пар четвертого класса р4 = 0 .
Подставим эти данные в формулу Чебышева и находим:
W = 3*5 - 2*7 - 0 = 1.
Механизм имеет одно ведущее звено.
2. Определяем класс и порядок механизма.
Для этого разделим механизм на группы Ассура. Этот механизм состоит из: механизма I класса (0;1); группы Ассура II класса 2-го порядка 2-го вида (2;3); группы Ассура II класса 2-го порядка 2-го вида (4;5). Класс механизма определяем по наивысшему классу группы Ассура входящей в его состав. В целом рассматриваемый механизм II класса.
Записываем формулу строения механизма:
(0;1)I (2;3)II (4;5)II.
Кинематический анализ механизма
1. Построение схемы механизма.
Масштаб схемы. Приняв на чертеже отрезок изображающий длину кривошипа ОА=50 мм находим:
ML = lOA OA = 013 50 = 00026 ммм.
В принятом масштабе длин по размерам звеньев вычерчиваем кинематическую схему механизма.
Для построения планов положений звеньев разделим траекторию описываемую точкой А кривошипа на 12 равных частей. В качестве нулевого принимаем то положение кривошипа при котором точка Е ползуна занимает крайнее правое положение. Из отмеченных на окружности точек А0 А1 А2 А11 методом засечек строим 12 положений звеньев механизма. Обозначим на звеньях положения их центров масс S2 и S4. Последовательно соединяя точки S2 и S4 в различных положениях шатуна построим траекторию движения этих точек в виде замкнутой кривой.
2. Построение планов скоростей механизма.
Построение планов скоростей рассмотрим на примере положения 1.
Построение начинаем от ведущего звена. Из точки P принятой за полюс плана скоростей откладываем в направлении вращения кривошипа ОА вектор Pa скорости точки А: Принимаем Pа = 50 мм.
Построение плана скоростей группы Ассура II класса 2-го вида (2;3) производим по уравнению:
Построение плана скоростей группы Ассура II класса 2-го вида (4;5) производим по уравнению:
где VA - скорость точки А кривошипа 1.
VC - скорость точки C кривошипа 1.
Так как lOA = lOC то величину скоростей определим по условию:
где 1 - угловая скорость кривошипа 1 ее величина равна:
= = 314*65030 = 68033
VBA - скорость точки В во вращательном движении относительно точки А направлена перпендикулярно оси звена АВ;
VDC - скорость точки D во вращательном движении относительно точки C направлена перпендикулярно оси звена
VB – абсолютная скорость точки В ползуна 3.
VD – абсолютная скорость точки D ползуна 5.
Из точки а проводим линию перпендикулярную оси звена АВ а из полюса P плана скоростей - линию параллельную оси OB. Точка b пересечения этих линий даст конец вектора искомой скорости VB. Далее из полюса P плана скоростей откладываем в направлении вращения кривошипа ОС вектор Pс скорости точки С длинной 50 мм. Из точки с проводим линию перпендикулярную оси звена CD а из полюса P плана скоростей - линию параллельную оси OD. Точка d пересечения этих линий даст конец вектора искомой скорости VD.
Из построения определяем:
Находим масштаб планов скоростей по формуле:
MV = = 884 50 = 01768
Истинное значение скорости каждой точки определяем по формулам:
VBA = ab*MV = 436*01768 = 771 мс
VDС = cd*MV = 436*01768 = 771 мс
VB = Pb*MV = 305*01768 = 539 мс
VD = Pd*MV = 195*01768 = 345 мс
Скорость точек S2 и S4 определяем по правилу подобия:
as2 = ab 3 = 436 3 = 14533 мм.
сs4 = cd 3 = 436 3 = 14533 мм.
Истинное значение скоростей точек определяем по формулам:
VS2 = Ps2*MV = 394*01768 = 697 мс
VS4 = Ps4*MV = 37*01768 = 654 мс
В указанной последовательности производится построение планов скоростей для всех 12-ти положений механизма.
Численная величина скорости любой точки механизма определяется умножением соответствующего вектора скорости на масштаб MV.
Подсчитанные таким образом величины скоростей сведены в таблицу 1.
Значения абсолютных и относительных скоростей точек звеньев механизма Таблица 1
Угловая скорость звена АВ механизма определяется по формуле:
= VBA lAB = 771 052 = 1483 радс.
Угловая скорость звена CD механизма определяется по формуле:
= VDC lCD = 771 052 = 1483 радс.
Значения угловых скоростей приведены в таблице 2.
Значение угловых скоростей звеньев механизма (радс)Таблица 2
Направление угловой скорости звена АВ определяется следующим образом. Переносим мысленно вектор ab с плана скоростей в точку В шатуна и наблюдаем направление поворота этого звена вокруг точки A. Направление угловой скорости звена CD определяются аналогично.
4. Построение плана ускорений механизма.
Построение плана ускорений приведем для положения 2 (φ1 = 60º).
Так как кривошип ОА вращается с постоянной угловой скоростью то точка А кривошипа будет иметь только нормальное ускорение величина которого равна
aA = aAOn = 12*lOA= 680332*013 = 6017 мс2.
Масштаб плана ускорений определяется по формуле:
Ma = = 6017 50 = 12034 (мс2)мм.
где Pa = 50 мм - длина отрезка изображающего на плане ускорений вектор нормального ускорения точки А кривошипа ОА.
Из произвольной точки P - полюса плана ускорений проводим вектор Pa параллельно звену ОА от точки А к точке О.
Построение плана ускорений группы Ассура II класса 2-го вида (звенья 23) производим согласно векторному уравнению
aB = aA + aBAn + aBA
где aB - ускорение точки В ползуна 3 направлено вдоль оси
aBAn - нормальное ускорение точки В шатуна АВ при вращении его вокруг точки А направлено вдоль оси звена АВ от точки В к точке А.
aBА n = 22*lAB = 87*87*052 = 3936 мс2.
Его масштабная величина обозначим ее через an2 равна
an2 = aBAn Ma = 3936 12034 = 327 мм.
aBA - касательное ускорение точки шатуна АВ при вращении его вокруг точки А направлено перпендикулярно к оси звена АВ.
Построение плана ускорений группы Ассура II класса 2-го вида (звенья 45) производим согласно векторному уравнению
aD = aC + aDCn + aDC
где aD - ускорение точки D ползуна 5 направлено вдоль оси
aDCn - нормальное ускорение точки D шатуна CD при вращении его вокруг точки C направлено вдоль оси звена CD от точки D к точке C.
aDC n = 24*lCD = 87*87*052 = 3936 мс2.
Его масштабная величина обозначим ее через cn4 равна
cn4 = aDCn Ma = 3936 12034 = 327 мм.
aDC - касательное ускорение точки шатуна CD при вращении его вокруг точки C направлено перпендикулярно к оси звена CD.
На плане ускорений через точку а вектора Pa проводим прямую параллельную оси звена AB и откладываем на ней в направлении от точки В отрезок an2. Через конец этого вектора проводим прямую перпендикулярную к оси звена АВ. Затем через полюс P проводим прямую параллельно оси OB. Точка пересечения этих прямых определит конец вектора Pb. Далее через точку с вектора Pс проводим прямую параллельную оси звена СD и откладываем на ней в направлении от точки D отрезок cn4. Через конец этого вектора проводим прямую перпендикулярную к оси звена CD. Затем через полюс P проводим прямую параллельно оси OD. Точка пересечения этих прямых определит конец вектора Pd.
Точки s2 и s4 на плане ускорений находим по правилу подобия пользуясь соотношением отрезков (см. построение планов скоростей).
Из построения находим:
Реальные значения ускорений составят:
aB = Pb*Ma = 187*12034 = 22504 мс2.
aD = Pd*Ma = 313*12034 = 37666 мс2.
aCD = aAB = ab*Ma = 438*12034 = 5271 мс2.
aBA = aDC = n2b*Ma = 436*12034 = 52468 мс2.
aS2 = aS4 = Ps2*Ma = 369*12034 = 44405 мс2.
5. Угловые ускорения звеньев.
Угловое ускорение звеньев АВ и CD определяется по формуле:
Направление углового ускорения звена АВ находится следующим образом. Переносим вектор n2b в точку В механизма и рассматриваем действие этого вектора относительно шарнира А. Направление углового ускорения звена CD находится аналогично.
Кинетостатический расчет механизма
1 Определение внешних усилий.
Площадь днища поршня “B” компрессора определим по формуле:
S1 = d124 = 314*37024 = 1074665 мм2
Площадь днища поршня “D” двигателя определим по формуле:
S2 = d224 = 314*21024 = 346185 мм2
При движении поршня “B” вниз для второго положения: p1p1макс = 03
Тогда p1 = 03p1макс = 03*025 = 0075 МПа.
При движении поршня “D” вверх для второго положения: p2p2макс = 10
Тогда p2 = 10p2макс = 084 МПа.
Усилие на поршне “B” компрессора составит:
F1 = p1S1 = 0075*1074665 = 8060 Н.
Усилие на поршне “D” компрессора составит:
F2 = p2S2 = 084*346185 = 29080 Н.
2. Определяем силы инерции звеньев.
Произведем кинетостатический расчет для 10-го положения.
Определяем величины сил инерции и моменты сил инерции действующие на звенья механизма:
Рu2 = m2*aS2 = 26*44405 = 115453 Н
Рu4 = m4*aS4 = 26*44405 = 115453 Н
Рu3 = m3*aB = 50*22504 = 11252 Н
Рu5 = m5*aD = 32*37666 = 12053 Н
Mu2 = Mu4 = S2*2= 05*1009 = 5045 Н*м
Определяем вес звеньев механизма:
G2 = G4 = m2*g = 26*98 = 2548 Н
G3 = m3*g = 50*98 = 490 Н
G5= m5*g = 32*98 = 3136 Н.
Прикладываем внешние силы G Рu F1 F2 моменты Mu и неизвестные реакции Ri к звеньям 1 2 3 4 5 6 7. Силы тяжести G и инерции Рu прикладываем в центре тяжести звеньев. Причем силы Рu направляем в стороны противоположные соответственно ускорениям центров тяжестей этих звеньев. Моменты Mu прикладываем к звеньям в направлении противоположном угловому ускорению i.
3. Определение реакций в кинематической паре группы Ассура (2;3).
Так как реакция R12 неизвестна ни по величине ни по направлению то её раскладываем на две составляющие: на нормальную реакцию R12n которую направим по оси звена 2 и на тангенциальную реакцию R12 перпендикулярно к оси звена.
Величина реакции R12определится из уравнения моментов всех сил действующих на звенья 2 и 3 относительно точки B:
МB = 0; -R12l- G2*hG2 + Pu2*hu2 + MИ2 =0
R12 Pu2*hИ2+МИ2-G2*hG2)lAB=(115453*0312+5045-2548*0075)052=78606 Н
Реакции R12n и R03 определим методом планов сил рассматривая равновесие звеньев 2-3. Согласно уравнению:
R12n+R12+G2Pu2+G3+Pu3+F1+R03=0;
Построение плана сил звеньев 2-3.
Находим масштаб многоугольника сил для звеньев 2-3:
F = PИ2pи2 = 115453 100 = 115453 Нмм.
Согласно масштабу определим отрезки соответствующие силам:
R12F78606115453 = 68 мм.
g2 G2 F115453 = 22 мм.
g3G3 F115453 = 42 мм.
pи3Pи3F11252 115453 = 975 мм.
f1F1 F = 8060 115453 = 698 мм.
В уравнении все силы кроме R12n и R03 известны и по величине и по направлению. Реакции R12n и R03 известны только по направлению.
Решаем уравнение графически строя план сил в масштабе MF. Для этого последовательно откладываем все известные силы перенося их с механизма в план сил параллельно самим себе. Из конца вектора Рu2 проводим прямую перпендикулярную оси ползуна а из конца вектора R12 проводим прямую параллельную оси звена AB. Точка пересечения этих прямых определяет величины реакций R03 и R12n. Соединяя начало вектора R03 и конец вектора R12nполучаем полную реакцию R12:
R12 = R12*MF = 979*115453 = 11303 Н
R03 = R03*MF = 272*115453 = 31403 Н
4. Определение реакций в кинематической паре группы Ассура (4;5).
Так как реакция R14 неизвестна ни по величине ни по направлению то ее раскладываем на две составляющие: нормальную реакцию R14n направим вдоль оси звена 4 тангенциальную реакцию R14 перпендикулярно оси звена 4.
Величина реакции и R14определится из уравнения моментов всех сил действующих на звено 4 относительно точки D:
МD=0; -Pu4*hu4 + G4*hG4 + R14lCD - МИ4 = 0
R14Pu4*hu4 - G4*hG4 + МИ4) lCD
R14 (115453*0195 – 2548*0075 + 5045) 052 = 5263 Н.
Реакции R14n и R05 определим методом планов сил рассматривая равновесие звеньев 4-5 согласно уравнению:
R14n + R14Pu5 + G5 + Pu4 + G4 + R05 + F2 = 0;
Построение плана сил звеньев 4-5.
Находим масштаб многоугольника сил для звеньев 4-5:
F = F2 f2 = 29080 100 = 2908 Нмм.
R14RF5263 2908 = 181 мм.
g4 G4 F2908 = 09 мм.
g5G5 F3136 2908 = 11 мм.
pи4Pи4F115453 2908 = 397 мм.
pи5Pи5F12053 2908 = 414 мм.
В уравнении все силы кроме R14n и R05 известны и по величине и по направлению. Реакции R14n и R05 известны только по направлению.
Решаем уравнение графически строя план сил в масштабе MF. Для этого последовательно откладываем все известные силы перенося их с механизма в план сил параллельно самим себе. Из конца вектора Рu4 проводим прямую перпендикулярную оси ползуна а из конца вектора R14 проводим прямую параллельную оси звена CD. Точка пересечения этих прямых определяет величины реакций R05 и R14n. Соединяя начало вектора R05 и конец вектора R14nполучаем полную реакцию R14:
R14 = R14*MF = 1776*2908 = 51646 Н
R05 = R05*MF = 27*2908 = 78516 Н
5. Силовой расчет ведущего звена 1 механизма.
Изображаем ведущее звено 1 со стойкой с действующими на него силами. Ведущее звено имеет степень подвижности W=1 поэтому под действием приложенных к нему сил в том числе и сил инерции его нельзя считать находящимся в равновесии. Чтобы имело место равновесие необходимо дополнительно ввести силу уравновешивающую все силы приложенные к ведущему звену. Эта сила носит название уравновешивающей силы Ру.
Изображаем ведущее звено 1 с приложенными к нему силами в десятом положении механизма. В точке А на ведущее звено действуют силы R21 R41 и уравновешивающая сила Ру направленная перпендикулярно кривошипу ОА неизвестная по величине.
Силы R21 и R41 равны по величине соответственно силам R12 и R14 и направлены в противоположную сторону.
Величину уравновешивающей силы Ру найдем из уравнения моментов всех сил действующих на звено 1 относительно точки O:
МО = 0; R21*hR21 - Ру*lOA + R41*hR41 = 0
Ру = (R21*hR21 + R41*hR41) lOA = (11303*006 + 51646*009) 013 = 409717 Н.
Для определения реакции R01 на ведущее звено строим план сил в масштабе по уравнению:
Ру + R21 + R41 + R01=0.
Откладываем последовательно известные силы R21 R41 Ру в масштабе равном:
MF = R41 R41= 51646 100 = 51646 Нмм.
Отрезки векторов на плане составят:
pу = Pу MF = 409717 51646 = 7933 мм.
R21 = R21 MF = 11303 51646 = 219 мм.
Конец вектора Ру и начало вектора R21 соединяем прямой. Получили реакцию R01 равную:
R01=R01*MF = 1463*51646 = 75558 Н.
8. Определение уравновешивающей силы методом Жуковского.
Строим для 2-го положения механизма в произвольном масштабе повернутый на 90° план скоростей. Переносим все силы действующие на механизм в том числе и уравновешивающую силу Ру в одноименные точки плана скоростей. Составляем уравнение моментов всех перенесенных сил относительно полюса плана скоростей. Тогда имеем:
Pу’hу - РИ2hИ2 + G2hG2 + (G3+F1-РИ3)hG3 - G4hG4 - РИ4hИ4 - (G5+РИ5+F2)hG5 = 0
Pу’ =(115453*30-2548*903-(490+8060-11252)*977+2548*829+115453*324+(3136+12053+29080)*755)100
Сравниваем результаты вычислений уравновешивающей силы Ру найденной методами планов сил и рычага И. Е. Жуковского. Расхождение результатов составляет:
(Ру’ - РуРу)100% = (411174-409717409717)100% = 036%.
Расчет маховика и исследование движения механизма
Определяем момент инерции маховика по диаграмме энерго-масс. Маховик рассчитывается с целью получения вращения ведущего вала при установившемся движении с заданным коэффициентом неравномерности хода машины.
Приведённый к ведущему звену момент движущих сил определяется по формуле:
МПР = (F1· + F2· )·lOA
где pd – отрезок вектора скорости поршня 5 для каждого положения механизма
pb – отрезок вектора скорости поршня 3 для каждого положения механизма
pa - отрезок вектора скорости точки “A” для каждого положения механизма
pc - отрезок вектора скорости точки “C” для каждого положения механизма
Масштаб графика приведенного момента движущих сил определяется по формуле:
Мпр max - максимальное значение приведенного момента движущих сил
Тогда MM = 38806 100 = 38806 Нммм;
Строим график приведённого момента движущих сил в зависимости от угла поворота ведущего звена. Построение графика приведённого момента движущих сил показано на листе 3.
Определяем масштаб графика приведенного момента сил полезного сопротивления.
По вычисленным значениям (табл. 8) строим график МПР.
Далее методом графического интегрирования строим графики работ а затем график приращения кинетической энергии в функции угла поворота кривошипа вычитая из работы сил движущих работу сил сопротивления: ΔT = АД - АС.
Построение данных графика показано на листе 3.
Определяем масштабы графика работ:
φ = = 2*314 120 = 00523 радмм;
При Н=40мм: A = 38806*00523*40 = 81182 Джмм;
Масштаб графика приращения кинетической энергии равен:
3. Определение момента инерции маховика и его размеров.
Подсчитываем для всех положений механизма значение приведенного к ведущему звену момента инерции и строим график момента инерции в зависимости от угла поворота ведущего звена который находится по формуле
Jпр = JS1 + JS2( )2 + JS4( )2 + m2( )2 + m4( )2 + m3( )2 + m5( )2
где JS1 - момент инерции первого звена ;
средняя угловая скорость вращения первого звена.
Результаты расчёта сводим в таблицу 10
Значения приведённого момента инерции Таблица 10
Принимаем масштаб MJпр = JПР3 hJmax = 31124 75 = 00415 .
Где JПР3 – максимальное значение приведенного момента
hJmax = 75 мм – максимальное значение ординаты графика.
4. Построение диаграммы энерго-масс.
Диаграмма энерго-масс строится на пересечении соответствующих значений ординат графика кинетической энергии и ординат графика приведенного момента инерции.
4.1. Определение углов наклона касательных.
По заданному коэффициенту неравномерности движения и средней угловой скорости ведущего звена определяем углы наклона касательных к диаграмме энерго-масс соответствующие максимальной минимальной угловой скорости звена:tgmax = (1+) = 00415(2*81182)*680332*(1+190) = 11962
tgmin = (1-) = 00415(2*81182)*680332*(1-190) = 11699
4.2. Определение момента инерции маховика.
Проводим к диаграмме энерго-масс касательные под соответствующими углами. Измеряем отрезок “KL” отсекаемый этими касательными на оси ординат и подсчитываем значения момента инерции маховика.
JM = = 1017*81182 (680332*190) = 16054 кг*м2
Построение диаграммы энерго-масс и касательных линий изображено на листе 3.
4.3. Определяем основные размеры маховика.
Определяем основные размеры литого маховика по формуле.
где = 01 02 принимаем: = 02
= 01 02 принимаем: = 02
- удельный вес стали кгм3
Тогда диаметр маховика; Dср = = 09176 м;
Определим размеры поперечного сечения обода маховика:
b = Dср * = 09176*02 = 0184 м;a = Dср *
Эскиз маховика показан на листе 3.
Кинематический анализ зубчатого механизма.
Модуль зубчатых колес планетарного редуктора:
Числа зубьев колес масляного насоса:
Модуль зубчатых колес za и zb: m = 4 мм
Частота вращения двигателя: nдв = 2950 обмин
Частота вращения кривошипа: n1 = 650 обмин
Требуется определить передаточное отношение механизма определить диаметры колес.
2 Кинематическое исследование планетарного механизма аналитическим методом.
Общее передаточное отношение зубчатого механизма определяется по формуле:
U1H = nдв n1 = 2950 650 = 4538
Передаточное отношение U1H для типового планетарного механизма будет:
z3 = z1(U1H-1) = 15*(4538 - 1) = 5307
Фактическое передаточное отношение
UФ = 1 + 5315 = 4533
Расхождение с заданным значением составит:
Δ = 100% = (4538-4533)4538*100 = 01% 5% что допустимо.
Определим неизвестное число зубьев z2 из условия соосности:
z2 = = (53 – 15) 2 = 19
Определим предельно допустимое значение числа сателлитов из условия
k = 180 arcsin[(19+2)(15+19)] = 47.
Расчет делительных диаметров колес:
d1 = mIz1 = 3*15 = 45 мм
d2 = mIz2 = 3*19 = 57 мм
d3 = mIz3 = 3*53 = 159 мм
da = mza = 4*13 = 52 мм
db = mzb = 4*19 = 76 мм
3. Геометрически расчет зубчатой пары
Определяем коэффициенты смещения:
x1 = (17-z1)17 = (17-13)17 = 02353 (при z1 17)
x2 = 0 (при z2 > 17)
Суммарный коэффициент составит:
xΣ = x1+x2 = 02353 + 0 = 02353.
Суммарное количество зубьев
zΣ = z1+z2 = 13 + 19 = 32.
Величина 1000xΣzΣ = 1000*02353 32 = 735.
Для этого значения по номограмме определяем
αw = 22º4’ - угол профиля для неравносмещенного зацепления.
Рисунок 1 - Номограмма для определения угла αw
Определим основные параметры неравносмещенного зацепления.
Шаг зацепления по делительной окружности:
Pt = ·m = 31415*4 = 12566 мм.
Радиус делительной окружности:
для ведущего колеса: r1 = m·z12 = 4*13 2 = 26 мм.
для ведомого колеса: r2 = m·z22 = 4*19 2 = 38 мм.
Делительная толщина зуба:
s1 = m(05 + 2x1·tg(α)) = 4*(05*31415 + 2*02353*0364) = 6968 мм.
s2 = m(05 + 2x2·tg(α)) = 4*(05*31415 + 2*0*tg(20º)) = 6283 мм.
где α = 20º (угол стандартного профиля)
Радиус окружности впадин зубьев:
rf1 = r1 – m(h+c-x1) = 26 – 4*(1+025-02353) = 219412 мм.
rf2 = r2 – m(h+c-x2) = 38 – 4*(1+025-0) = 33 мм.
здесь h=1 c=025 коэффициенты высоты зуба.
Межосевое расстояние:
aw = 05m(z1 + z2) = 05*4(13+19)*cos(20º)cos(22º4’) = 6519 мм.
Радиусы начальных окружностей:
rw1 = 05mz1 = 05*4*13*cos(20º)cos(22º4’) = 26483 мм.
rw2 = 05mz2 = 05*4*19*cos(20º)cos(22º4’) = 387066 мм.
Радиусы окружностей вершин зубьев:
ra1 = aw - rf2 – 025m = 6519 – 33 – 025*4 = 3119 мм.
ra2 = aw - rf1 – 025m = 6519 – 219412 – 025*4 = 422488 мм.
Радиусы основных окружностей:
rb1 = m·z1·cosα2 = 4*13*cos20º2 = 24432 мм.
rb2 = m·z2·cosα2 = 4*19*cos20º2 = 35708 мм.
Расчетный коэффициент перекрытия для неравносмещенного зацепления:
Коэффициент перекрытия по чертежу:
граф = = 16811 (314·4·cos22º4’) = 145.
здесь B’B” – длина активной части линии зацепления (по чертежу).
Расхождение в результатах составит:
Δ = 100% = (145 -1424)1424*100% = 18% 5%
Построение рассчитанного зубчатого зацепления показано на листе 4.
Артоболевский И.И. Теория механизмов. – М. Наука. – 1988. – 640 с.
Кореняко А.С. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. – Киев Вища школа. – 1970. - 140 с.
Теория механизмов и механика машин. Под ред. К.В.Фролова.- М Высшая школа. – 1998. - 496 с.

тмм.dwg

Кинематический анализ
Кинетостатический анализ
График работы движущих сил и полезного сопротивления
Эскиз маховика (1:2)
масштаб планов скоростей M = 0
положение механизма 2 для силового расчета
план сил исходного механизма
повернутый план скоростей
График приведенного момента силы движения
График приведенного момента инерции
Синтез зубчатого зацепления
Схема механизма M(1:1)
Схема механизма M(1:5)
График изменения угловой скорости шатуна АВ