Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование под ред. Г.А.Тимофеева, Н.В.Умнова 2012г (932776), страница 22
Текст из файла (страница 22)
5. Графоаналитическое или аналитическое решение полученных систем уравнений. Для варианта а следует построить планы сил (по векторным уравнениям сил), с помощью которых определить неизвестные величины и направления векторов реакций, а для варианта б по результатам расчета — годографы для векторов сил и диаграммы для моментов. 6.
Оценка адекватности результатов силового расчета путем сравнения полученного значения уравновешивающего момента или уравновешивающей силы с результатами расчетов, выполненных на первом листе проекта (для одного значения в варианте а или за весь цикл в варианте б). 7. Составление итоговой таблицы полученных реакций во всех кинематических парах для варианта а. По согласованию с консультантом можно выбрать один из трех вариантов: 1) кинетостатический расчет графоаналитическим методом планов сил при одном заданном положении начального звена; 2) кинетостатический расчет аналитическим методом при одном заданном положении начального звена; 3) кинетостатический расчет рычажного механизма за весь цикл движения.
Для всех вариантов на втором листе проекта в масштабе изображают кинематическую схему механизма в заданном положении с нанесенными на ней внешними силами, включая главные векгоры и главные моменты сил инерции. Рядом со схемой вычерчивают в масштабах планы скоростей и ускорений для заданного положения механизма. При расчете по варианту а изображают все рассматриваемые группы звеньев в последовательности решения задачи силового расчета. Масштаб изображения групп такой же, как и для всей схемы механизма.
Рядом с группой записывают уравнения кинетостатики — векторные уравнения сил н уравнения моментов и изображают в масштабе сил план снл, действующих на группу. Отдельно составляют план снл начального звена. На листе приводят таблицу результатов силового расчета: модули и направления сил реакций во вращательных парах; модули сил, координаты точки их приложения или модуль реактивного момента в поступательных парах.
Отдельно записывают модуль уравновешивающего момента (или уравновешивающей силы). Обязательно около таблицы результатов указывают расхождение (в процентах) модулей уравновешивающего момента (или силы) между первым и вторым листами проекта. Эта величина определяется как отношение модуля разности между уравновешивающим моментом, определенным на втором листе, н соответствующим значением движущего момента на первом к среднему значению движущего момента за цикл движения. При расчете по варианту б изображают в масштабе кинематическую схему механизма в заданном положении с нанесенными на нее внешними сила- ми, включая главные векторы и главные моменты снл инерции.
Затем (в последовательности решения задачи силового расчета) строят в принятом для схемы механизма масштабе рассматриваемые кннематические группы звеньев. Рядом с группой записывают уравнения кинетостатики (уравнения сил и моментов, как правило, в проекциях на оси системы координат). Если какие-либо из этих уравнений записываются в локальной системе координат, связанной с одним из рассматриваемых звеньев группы, то эту систему координат также показывают на звеньях группы. На основе этой системы уравнений составляют матрицу коэффициентов для определения реакций, которую записывают на листе. На листе приводят результирующую таблицу вычисленных по этим уравнениям реакций (модули и направления сил во вращательных парах, модули 59 сил, точки их приложения или модуль реактивного момента в поступательных парах). Найденный уравновешивающий момент (или силу) на входном звене также необходимо показать на листе.
Рядом с таблицей результатов указывают (в процентах) расхождение модулей уравновешивающего момента между первым и вторым листом проекта. При расчете по варианту а на листе кроме кннематической схемы механизма в произвольном положении тонкими линиями показывают начальное и конечное положения механизма (для механизма с циклом движения 2п или 4п вычерчивают «мертвые» положения). Затем (в последовательности решения задачи силового расчета) изображают рассматриваемые группы звеньев в принятом для схемы механизма масштабе.
Рядом с группой записывают уравнения кинетостатики — уравнения сил и моментов в проекциях на оси системы координат. Если используется локальная система координат, связанная с одним из рассматриваемых звеньев группы, то изображают и эту систему координат. Полученные в результате расчетов реакции во вращательных кинематических парах представляют в виде годографов — полярных диаграмм, Й; = =Ядр; ), где <р; — угол, образуемый вектором силы с положительным направлением оси абсцисс.
Для поступательных пар реакции изображают двумя диаграммами в прямоугольных координатах: Ку = =Яср„), М; =Я~р„) или Бя; —— Яср; ), где Бя; — плечо момента силы Я; . На листе также вычерчивают диаграмму уравновешивающего движущего момента (силы) на входном звене или момента (силы) сопротивления на выходном звене. На этой диаграмме показывают две зависимости: одна для величин, определенных при выполнении первого листа, вторая — при выполнении второго.
Относительно кривой длямомента с первого листа строят область 5'Ъ-ного доверительного интервала. Если кривая момента, определенного на втором листе, располагается в области доверительного интервала, то результаты силового расчета считаются адекватными результатам энергетического расчета, проводимого при выполнении первого листа. Примеры второго листа с выполненным силовым расчетом в соответствии с выбранным вариантом даны в приложениях 5 и 7 (листы 8, 9).
5. АНАЛИЗ ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ МЕХАНИЗМОВ В настоящее время практически нет машин и механизмов, в которых не использовались бы зубчатые механизмы, называемые также зубчатыми передачами. Широкое распространение зубчатых передач обьясняется, с одной стороны, высокой несущей способностью силовых приводов, а с другой — надежностью в работе. Правильно рассчитанные зубчатые передачи и планетарные механизмы могут работать теоретически неограниченное, а практически — очень длительное время.
В заданиях к курсовому проектированию по теории механизмов и машин зубчатая передача и планетарный механизм рассматриваются как часть общей кинематической схемы проектируемой машины. Их используют либо в качестве основного механизма привода исполнительных звеньев, либо как вспомогательный передаточный механизм для преобразования движения между двигателем и исполнительным органом.
5.1. Виды зубчатых передач и их свойства При проектировании зубчатой передачи существенную роль играет выбор ее геометрических параметров. Расчет параметров зубчатой передачи выполняют при условии, что модуль зацепления т зубчатых колес получен из расчета зубьев на прочность. Цилиндрическую зубчатую передачу можно сформировать из колес с прямыми и косыми зубьями. Передачи с косозубыми колесами отличаются достоинствами, из которых можно выделить два: коэффициент перекрытия, определяемый рабочей шириной зубчатых колес, практически может быть более 10; небольшое число зубьев колес, например, малое колесо может иметь три зуба, а теоретически — даже один.
Это приводит к тому, что передача может быть выполнена очень компактной. Недостаток передачи с косозубыми колесами — нали- чие осевых сил, что приводит к усложнению конструкции подшипниковых узлов передачи. Зубчатые передачи с прямыми и косыми зубьями в соответствии с ГОСТ 16531 — 81 могут быть трех видов: без смещения, положительные и отрицательные. Зубчатая передача без смещения формируется или из зубчатых колес 1, 2 при условии, что коэффициент смещения инструмента при их нарезании х~ — — хг — — О, или из одного положительного и другого отрицательного колес при условии, что х~ —— — хг(так называемая равносмещенная передача). Делительные окружности колес зубчатой передачи без смещения соприкасаются в полюсе Р зацепления и в процессе зацепления перекатываются друг по другу без скольжения, т.
е. одновременно являются начальными окружностями колес (рис. 5.1, б), при этом коэффициент воспринимаемого смешения у равен нулю, у = О. Радиусы начальных окружностей колес 1, 2 равны радиусам делительных окружностей: ' цг =гцг =гпхцФ Межосевое расстояние а„равно сумме радиусов делительных окружностей: а =г~ + гг =в(г~ + гг)12 =а (5 1) где а — делительное межосевое расстояние. При этом угол зацепления а передачи без смещения равен углу а. Положительная зубчатая передача может быть составлена из двух положительных зубчатых колес (х~ > 0 и хг > 0), из положительного и нулевого колес и из положительного и отрицательного колес.
Важно, чтобы суммарный коэффициент смещения колес был положительным. Делительные окружности колес положительной зубчатой передачи не соприкасаются, радиусы начальных окружностей больше радиусов делительных, и поэтому коэффициент воспринимаемого смещения у > 0 (рис. 5.1, а), т.
е. межосевое расстояние равно сумме радиусов начальных окружностей колес 1, 2: 1 и1 Ч га б ~ 1 в Рис. 5.1 62 (5.2) а„= 1.„1 + г„з —— 2 сова„ При этом а > а, а угол зацепления положительной зубчатой передачи о1 > а. Суммарный коэффициент смещения отрииательной зубчатой передачи у < О. Она может быть составлена из двух отрицательных зубчатых колес, из отрицательного и нулевого колеса и из отрицательного и положительного колес. В последнем случае коэффициент смешения отрицательного зубчатого колеса должен быть по модулю больше, чем у положительного. Делительные окружности отрицательной зубчатой передачи пересекаются (рис. 5.1, в).
Радиус делительной окружности отрицательного колеса превышает радиус начальной окружности, г> г„. Коэффициент воспринимаемого смещения у для этой передачи отрицательный; межосевое расстояние определяется формулой (5.2); а <аи а <а.
При проектировании следует учитывать особенности каждого вида зубчатых передач. Наилучшими эксплуатационными характеристиками обладают положительные зубчатые передачи: у них по сравнению с другими передачами больше радиусы кривизны боковых поверхностей зубьев и при одинаковых передаточном числе и модуле они могут иметь меньшие габариты и массу. Несмотря на то что эксплуатационные характеристики зубчатых передач без смешения хуже, чем у положительных, в настоящее время их достаточно часто применяют в машинах, так как они удовлетворяют принципу сменности колес.
Отрицательную зубчатую передачу, имеющую наихудшие эксплуатационные характеристики, используют, как правило, когда задано межосевое расстояние. 5.2. Исходный производящий контур инструмента и станочное зацепление Геометрия зубчатой передачи определяется параметрами исходного контура инструмента и его смещением при нарезании колес. Поэтому при проектировании прежде всего следует задать исходный производящий контур инструмента, а затем выбрать расчетное смещение. Если цилиндрическое зубчатое колесо нарезается реечным инструментом, то станочное зацепление представляет собой зацепление реечного исходного производящего контура с нарезаемым колесом. Такое зацепление рассматривают в торцевой плоскости, перпендикулярной оси зубчатого колеса.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
