Структурный анализ рычажного механизма (стр. 8 из 9)

22. Коэффициент перекрытия:

23. Радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного профиля:

24. Радиус кривизны эвольвенты в граничной точке эвольвенты:

Построение картины зацепления.

1. Наносим центры колес. Строим начальные окружности

и , соприкасающиеся в полюсе зацепления P, а затем окружности вершин и , делительные и , впадин и , основные и . Через полюс зацепления Pпроводим общую касательную к начальным окружностям, перпендикулярную к межосевой прямой , t— t и общую касательную к основным окружностям п — п (точки касания к основным окружностям N₁и N₂).

Для построения профилей зубьев колес, находящихся в зацеплении, выбраем масштабный коэффициент К_s=0,008м/мм.

Отрезок прямой, заключенный между точками N₁ и N₂, называют линией зацепления (

). Эта линия и прямая t— tобразуют угол зацепления . Часть линии зацепления, отсекаемая от нее окружностями вершин, представляет геометрическое место действительных точек контакта парных профилей и называется активной линией зацепления .

Построение эвольвентных профилей зубьев производим рассчитав предварительно толщину зубьев по ряду окружностей. Зададимся для этого последовательным рядом значений

с шагом 0,5/п в пределах и рассчитаем по формуле , где - окружные толщины зубьев. Результаты расчета для шестерни и колеса приведены в таблице 3 и 4.

Таблица 3. Толщина зубьев шестерни

dy1, мм	40	42	44	46	48	50
Sy1, мм	7.455	7.26	6.73	5.92	4.855	3.56

Таблица 4. Толщина зубьев колеса

dy2, мм	76	78	80	82	84	86
Sy2, мм	7.1	6.92	6.49	5.87	5.1	4.19

Отложив по делительным окружностям окружные делительные толщины зубьев и разделив их пополам, найдем положения осей симметрии зубьев. Проведя окружности диаметром

и , откладываем значения и .Точки на окружностях определяют положения эвольвентных профилей зубьев парных колес. Для построения профилей соседних зубьев достаточно по делительной окружности отложить хордальный шаг , где , или — угловой шаг, наметить положение осей симметрии соседних зубьев и построить их.

Профиль ножки зуба у ее основания формируется переходной кривой вершины зуборезной рейки, радиус которой равен

. Этот же радиус при упрощенном вычерчивании основания зуба можно принять за радиус переходной кривой между эвольвентой и окружностью впадин

Плавность работы зубчатой передачи характеризуется коэффициентом перекрытия

: отношением угла перекрытия зубчатого колеса к его угловому шагу:

В нашем примере

Это означает, что 18% времени контакта колес в зацеплении будут участвовать две пары зубьев и 82% времени — одна.

Удельные скольжения

и характеризуют изнашивания активных профилей зубьев.

Для шестерни

, где — радиус кривизны эвольвенты шестерни в точке контакта ;

— радиус кривизны эвольвенты колеса в этой же точке; для колеса . Результаты расчета сведены в табл. 5. На основании их строим на линии зацепления диаграммы и .

Таблица 5.Значения удельного скольжения

ρk1, мм	λ1	λ2
0	¥	1.00
4	-2.77	0.69
8	-0.35	0.26
9.85	0	0
12	0.27	-0.37
16	0.58	-1.59
20	0.77	-3.38
24	0.9	-8.66
28.77	1	¥

Фактически зацепление происходит по активной линии зацепления, поэтому удельные скольжения целесообразно исследовать лишь в пределах

(эти участки диаграмм заштрихованы).

Т.к.

зубчатые колеса не имеют подреза ножки зуба у основания.

Оценка проектируемой передачи по геометрическим показателям производится в соответствии с ГОСТ 16532—70.

При отсутствии подрезания зуба

, где : ; .

Принятые в расчетах коэффициенты смещений

и . Так как и , подрезание зуба исходной рейкой в обоих случаях отсутствует.

Для построения графика скоростей скольжения, находим относительную скорость скольжения

где РК - расстояние от полюса до любой точки К лежащей на линии зацепления

.

Выбираем масштабный коэффициент для графика скоростей скольжения

Для графика коэффициентов удельных скольжений выбираем К_i=0.05мм/мм.

4. СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА

Исходные данные:

х=0.039 м – максимальный подъем толкателя;

l_BN=0.12 м-длина толкателя;

a₁/a₂=3 –соотношение между величинами ускорений толкателя.

При проектировании кулачкового механизма необходимо обеспечить заданный закон движении толкателя (рис. 3—3) и осуществить подачу стола во время заднего перебега (о конце холостого и в начале рабочего ходов) в соответствии с циклограммой.