ємо довжини векторів, мм, що зображують ці сили, поділивши їх чисельні значення на масштаб:
; ; p>; (3.12)
(задалися);
Від довільної точки - полюса плану сил - паралельно силі відкладаємо вектор зображає цю силу; від кінця вектора паралельно силі відкладаємо в тому ж напрямку вектор і далі вектори усіх сил. Через точку а паралельно ланці СD проводимо лінію дії, а через кінець вектора перпендикулярно до направляючої повзуна - лінію дії сили. Точка перетину цих ліній дії визначає сили,, Н:
; (3.13)
;
В
Далі слід від'єднати групу Ассура АВСО 2 , що складається з ланок 2 і 3, вичертити її в масштабі. У відповідних точках прикласти діючі сили:. Реакцію в шарнірі А і О 2 представити у вигляді двох складових -,,, . Реакцію з боку ланки 4 на ланку 3, отриману з плану сил групи Ассура CD, докласти у зворотному напрямку в точці С ланки 2.
Складаємо векторне рівняння рівноваги сил, що діють на групу Ассура 2 - 3, по порядку ланок:
. (3.17)
Сили,, і в рівняння не вписуємо, так як це рівняння вирішується побудовою плану сил, і вони взаємно врівноважують один одного. Але для визначення і ці сили треба знати, визначаємо їх, Н:
(3.1)
;
З рівняння моментів відносно точки В для ланки 2 визначаємо складову, Н:
(3.19)
звідси,
; (3.20)
В
Розміри плечей знімаємо з креслення в міліметрах. Оскільки знак складової змінився, то її дійсне напрямок не відповідає обраному. p> Визначаємо тангенціальну складову з рівняння моментів відносно точки В для ланки 3:
;
(3.21)
В
Плечі,, знімаємо з креслення в міліметрах. Оскільки складова вийшла зі знаком мінус, то це значить, що її дійсне напрямок не збігається з вибраним. p> Виписавши значення всіх сил, Н, діючих на групу Ассура, за максимальною з них задаємося масштабом. Максимальну силу F 43 зобразимо вектором, довжина якого 308 мм (довільно), тоді:
Н/мм. (3.22)
Обчислюємо довжини векторів, зображують ці сили, мм:
;;
; (3.23)
;;
В
Будуємо план сил, з якого визначаємо нормальні складові і результуючі величини тисків у шарнірах В і Про 2 :
В
(3.24)
В В
Розрахунок ведучого ланки виробляємо з урахуванням діючих на нього сил:,,,, Сила відома за значенням і напрямку, а сили і невідомі.
Для визначення значення складаємо рівняння моментів всіх сил, що діють на ланку 1, відносно точки О 1 :
; (3.25)
Н.
Визначаємо реакцію за значенням і напрямком шляхом побудови плану сил згідно векторному рівнянню Н:
. (3.26)
Виписавши значення всіх сил, Н, за максимальною з них задаємося
масштабом. Зобразимо F 21 = 2650.8Н вектором довжиною 100 мм, тоді
Н/мм. (3.27)
Обчислюємо довжини векторів всіх сил для плану, мм:
; (Задалися)
(3.28)
З плану сил визначаємо:
(3.29)
В
4.ГЕОМЕТРІЧЕСКІЙ СИНТЕЗ прямозубого зовнішнього зачеплення
Завданням синтезу є визначення розмірів і якісних показників (коефіцієнта перекриття, відносного ковзання і питомого тиску) зубчастого зачеплення.
У даній роботі виконано синтез двох зачеплень: нульове і неравносмещенное.
Проектуючи зубчасті колеса необхідно враховувати крім геометричних і динамічних умов, технологічний процес їх виготовлення. Евольвенти профілів зубчастих коліс нарізають методами копіювання та обкатки.
У даній роботі передбачається геометричний розрахунок - вибір основних геометричних параметрів, визначення розмірів коліс і перевірка якісних показників для нульового і неравносмещенного зачеплення.
4.1 Визначення розмірів, якісних характеристик і викреслювання нульового зачеплення
Характерні особливості цього зачеплення: ділильні окружності коліс є також початковими колами; кут зачеплення дорівнює профільному кутку інструментальної рейки; товщина зуба і ширина западини рівні між собою і дорівнюють половині кроку зачеплення.
Для проектування зубчастої передачі заданий модуль зачеплення m = 6мм, число зубів колеса Z 1 = 25 і передавальне число u = 1,5.
З рівняння u = Z 2 /Z 1
Z 2 = Z 1 u; Z 2 = (4.1)
Визначимо деякі основні параметри:
- міжосьова відстань
мм; (4.2)
- передавальне відношення
(4.3)
Визначення розмірів зачеплення:
X ОЈ = 0; Х 1 = Х 2 = 0 - коефіцієнт зміщення;
а = ш = 0;
- крок зачеплення (Окружної) по ділильної окружності
мм; (4.4)...
