- •Фгбоу впо «Тюменская государственная сельскохозяйственная академия»
- •Предисловие
- •Введение
- •Основные понятия и определения, принятые в теории механизмов и машин
- •Глава 1.Структура механизмов
- •§ 1.1Классификация звеньев в механизмах
- •§ 1.2Классификация кинематических пар
- •§ 1.3Классификация кинематических цепей
- •§ 1.4Классификация механизмов
- •§ 1.5Степень подвижности пространственных и плоских механизмов
- •§ 1.6Принцип образования механизмов по л.В. Ассуру. Классификация структурных групп по л.В. Ассуру
- •1.6.1 Порядок проведения структурного анализа
- •§ 1.7Пример выполнения структурного анализа шестизвенного механизма
- •Глава 2 кинематическое исследование плоских рычажных механизмов
- •§ 2.1 Основные понятия и определения, принятые в кинематическом анализе
- •§ 2.2 Определение положений и траекторий движения звеньев механизма
- •§ 2.3 Проектирование (синтез) плоских рычажных механизмов
- •2.3.1 Синтез коромыслового механизма по заданному коэффициенту изменения средней скорости Кυ (метод г.Г. Баранова)
- •2.3.2 Синтез кулисного механизма с качающейся кулисой
- •2.3.3 Синтез кулисного механизма с вращающейся кулисой
- •2.3.4Синтез кривошипно-ползунного механизма
- •§ 2.4 Определение скоростей, ускорений и их направлений
- •2.4.1 Определение скоростей и ускорений отдельных точек звеньев механизма
- •2.4.2 Определение скоростей и ускорений методом планов
- •II класса 1 вида
- •Решение.Рассчитывается масштабный коэффициент плана скоростей
- •II класса 3 вида
- •Задача 3. Кинематический анализ структурной группы
- •II класса 2 вида
- •Задача 4. Кинематический анализ структурной группы
- •II класса 4 вида
- •II класса 5 вида
- •2.4.3 Определение перемещений, скоростей и ускорений методом построения кинематических диаграмм
- •Глава 3 динамический анализ плоских рычажных механизмов
- •§ 3.1Силовое исследование плоских рычажных механизмов
- •3.1.1 Классификация сил, действующих на звенья механизма
- •3.1.2 Определение движущих сил. Механические характеристики машин
- •3.1.3 Определение сил тяжести и сил инерции звеньев механизма
- •3.1.3.1 Определение сил тяжести
- •3.1.3.2 Определение сил инерции и моментов от сил инерции
- •3.1.4 Определение реакций в кинематических парах
- •3.1.4.1 Условие статической определимости кинематической цепи
- •3.1.4.2 Порядок проведения силового расчета
- •3.1.4.3 Определение реакций методом планов
- •II класса 2 вида
- •II класса 3 вида
- •II класса 4 вида
- •II класса 5 вида
- •3.1.5 Силовой расчет ведущего звена
- •3.1.6 Определение уравновешивающей силы принципом возможных перемещений
- •3.1.7 Определение уравновешивающей силы с помощью «жесткого» рычага н.Е. Жуковского
- •3.1.8 Кинетостатический (силовой) расчет шестизвенного механизма (пример выполнения)
- •3.1.9 Приведение сил и масс в механизмах
- •3.1.9.1 Приведенные силы и моменты
- •3.1.9.2 Приведенные массы и приведенные моменты инерции.
- •§ 3.2Анализ движения механизмов
- •3.2.1Режимы движения механизмов
- •3.2.2 Механический коэффициент полезного действия (кпд)
- •3.2.2.1. Определение кпд при последовательном соединении
- •3.2.2.2 Определение кпд при смешанном соединении
- •3.2.3 Неравномерность движения механизмов
- •3.2.3.1. Средняя скорость механизма и его коэффициент
- •3.2.3.2 Связь между приведенным моментом инерции, кинетической
- •3.2.3.3 Маховик и его физический смысл
- •3.2.3.4 Приближенный метод определения момента
- •3.2.3.5 Определение момента инерции маховика
- •3.2.3.6 Определение размеров махового колеса
- •3.2.4 Регулирование механизмов
- •3.2.4.1 Типы регуляторов. Задачи регулирования.
- •3.2.4.2. Кинетостатика центробежного регулятора
- •3.2.4.3. Характеристика регулятора
- •3.2.4.4 Устойчивость регулятора
- •3.2.4.5 Нечувствительность регулятора
- •3.2.5 Уравновешивание механизмов
- •3.2.5.1 Задачи уравновешивания
- •3.2.5.2 Уравновешивание вращающихся масс,
- •3.2.5.3 Уравновешивание вращающихся масс,
- •3.2.5.4 Полное и частичное уравновешивание результирующей
- •1 Определение общего центра тяжести механизма
- •2 Частичное уравновешивание результирующей силы инерции
- •3 Полное уравновешивание результирующей силы инерции
- •§3.3Трение в механизмах
- •3.3.1 Виды трения. Закон Амонтона - Кулона
- •3.3.2 Трение в поступательной кинематической паре
- •3.3.3 Трение клинчатого ползуна
- •3.3.4 Трение в винтовой кинематической паре
- •3.3.5 Трение во вращательной кинематической паре
- •Глава 4синтез механизмов с высшими кинематическими парами
- •§ 4.1Синтез кулачковых механизмов
- •4.1.1 Применение и классификация кулачковых механизмов
- •4.1.2 Основные понятия и определения, связанные с профилем кулачка
- •4.1.3 Силовое исследование кулачкового механизма
- •4.1.4Закон движения толкателя и его выбор
- •1 Линейный закон движения толкателя
- •3 Косинусоидальный закон
- •4 Синусоидальный закон
- •5 Трапецеидальный закон
- •6Линейно – убывающий закон
- •4.1.5 Порядок проведения синтеза кулачкового механизма
- •4.1.6 Синтез кулачкового механизма с центральным
- •4.1.7. Синтез кулачкового механизма со смещенным
- •4.1.8 Синтез кулачкового механизма с качающимся
- •4.1.9 Синтез кулачкового механизма с плоским
- •§ 4.2Синтез зубчатых механизмов
- •4.2.1 Классификация зубчатых механизмов (передач)
- •4.2.2 Основной закон зацепления
- •4.2.3 Передаточное отношение цилиндрических редукторов
- •4.2.4 Внешнее эвольвентное зацепление
- •4.2.4.1 Эвольвента и ее свойства
- •4.2.1.4 Свойства эвольвенты
- •4.2.4.2. Геометрические элементы зубчатых колес
- •4.2.4.3. Построение эвольвентного внешнего зацепления
- •4.2.4.4 Линия зацепления. Дуга зацепления. Коэффициент перекрытия
- •4.2.4.5 Коэффициент удельного скольжения зубьев
- •4.2.4.6 Методы обработки цилиндрических зубчатых колес
- •4.2.4.7 Подрезание профилей зубьев при изготовлении.
- •4.2.4.8 Минимальная сумма зубчатых колес
- •4.2.4.9 Корригирование зубчатых колес
- •4.2.5 Внутреннее эвольвентное зацепление
- •4.2.6 Циклоидальное зацепление
- •4.2.7 Зацепление м.Л. Новикова
- •4.2.8 Многозвенные зубчатые механизмы
- •4.2.8.1 Многозвенные механизмы с неподвижными осями
- •4.2.8.2 Многозвенные механизмы с подвижными осями
- •4.2.8.3 Кинематика планетарных редукторов
- •4.2.8.4 Особенности проектирования планетарных редукторов
- •5 Приложения
- •Литература
- •Содержание
- •Глава 3. Динамический анализ плоских рычажных механизмов
- •§ 3.1. Силовое исследование плоских рычажных механизмов 48
- •§ 3.2.Анализ движения механизмов 73
- •§3.3. Трение в механизмах 111
- •Глава 4. Синтез механизмов с высшими кинематическими парами
- •§ 4.1.Синтез кулачковых механизмов 119
- •§ 4.2. Синтез зубчатых механизмов 137
4.2.2 Основной закон зацепления
Идея основной теоремы зацепления была высказана английским ученым Р. Виллисом в 1841 г. при разработке классификации механизмов на основе на основе анализа отношения скоростей звеньев.
Пусть передача между двумя осями О1и О2с угловыми скоростямиω1иω2осуществляется посредством 2-х взаимоогибаемых кривых К1и К2(рисунок 4.22,а).
а- схема механизма с высшей парой;б- план скоростей.
Рисунок 4.22 - К выводу основного закона зацепления
Проведем в точке соприкосновения СкривыхК1иК2и нормальn-nи касательнуюt-tк этим кривым. В точкеСсоединяются две кривые, поэтому будут две точки:С1, принадлежащая кривойК1, иС2, принадлежащая кривойК2. Скорость точкиС1известна по величине и направлению. Определим скорость точкиС2методом планов (см. гл.2, §2.4, п.2.4.2). Выбираем масштабный коэффициент плана сил μV =VC1/[PVC1] = (). Записываем векторное уравнение плана скоростей
VC2=VC1+VC2C1t-t
VC2=VO2+VC2O2СО2.
Построенный план скоростей представлен на рисунке 4.22, б.
Из точек О1и О2опускаем на нормаль перпендикуляры О1А и О2В, а из полюса плана скоростей опустим перпендикуляр РVcoна линию действия скоростиVC2C1. ОтрезокPVcoпредставляет собой нормальную составляющуюVnвекторов скоростейVC1 иVC2, т.е.VCo=VA VB=Vn.
Рассмотрим треугольники ΔО1АС1и ΔРVСоС1– они подобны по взаимно-перпендикулярным сторонам, т.е.
ΔО1АС1~ΔРVСоС1.
Аналогично ΔО2BС2~ΔРVСоС2.
Исходя из этого, составим пропорции:
О1А/О1С1=[РVСо]/РVС1;
О2В/О2С2=[РVСо]/РVС2.
Выразим из этих уравнений РVСо:
РVСо=О1А [РVС1]/О1С1;
РVСо=О2В [РVС2]/О2С2.
Эти равенства можно записать в действительных скоростях:
VСо = О1АVС1/О1С1;
VСо= О2ВVС2/О2С2.
Приравняем правые части уравнений:
О1АVС1/О1С1=О2ВVС2/О2С2.
Скорости точек С1и С2вычисляются по формуламVС1 =ω1О1С1,VС2=ω2 О2С2. С учетом этого, имеем:
О1А ω1 О1С1/О1С1 = О2В ω2 О2С2/О2С2.
После сокращения, получим следующее выражение
О1А ω1 = О2В ω2.
Отношение угловых скоростей есть передаточное отношение. В итоге получим формулу:
ω1/ω2 = О2В/О1А =RW2/RW1 =z2/z1 =U12, (4.15)
где RW1иRW2- радиусы начальных окружностей колес.
Равенство (4.15) называется основным законом зацепления, который гласит:нормаль в точке касания высшей кинематической пары качения и скольжения делит линию центров на части, обратно пропорциональные угловым скоростям.
Точка р, делящая линию центров О1О2на части, обратно пропорциональные угловым скоростям, называется полюсом зацепления. Тогда межосевое расстояниеaWбудет равно
aW = [О1О2] = RW1 + RW2.(4.16)
4.2.3 Передаточное отношение цилиндрических редукторов
Как указывалось в п. 4.2.1., передаточным отношением называется отношение угловых скоростей зубчатых колес:
U12 = ω1/ω2. (4.17)
Зубчатые колеса в передаче могут соединяться по-разному. В случае одноступенчатой передачи для внешнего зацепления передаточное отношение имеет отрицательный знак, т.к. колеса вращаются в разные стороны
U12= - ω1/ω2.
Для внутреннего зацепления передаточное отношение имеет положительный знак, т.к. угловые скорости колес направлены в одну сторону
U12= + ω1/ω2.
Передаточное отношение можно определять также через отношение чисел зубьев колес, которыми обычно и задаются:
U12=z2/z1. (4.18)
Передаточное отношение многоступенчатого зубчатого механизма есть произведение взятых со своими знаками передаточных отношений отдельных его ступеней, т.е.:
U1n= (-1)kU12U23U34…·U(n-1)n. (4.19)
где k– число внешних зацеплений. Множитель (-1)kпозволяет определить знак передаточного отношения сложного зубчатого механизма.
Ступень передачи– контакт (зацепление) двух колес.
Рассмотрим определение передаточного отношения для различного типа соединений.
Пример 1.Рассчитать передаточное отношение от первого колеса к пятому (от ведущего к ведомому)U14 для простого рядового соединения – зубчатые колеса расположены в один ряд (рисунок 4.23). Известны числа зубьев колесz1,z2,z3иz4.
Рисунок 4.23 - Простое рядовое соединение
Решение. Количество ступеней (контактов) для данного соединения будет k =3. По формуле (4.19) имеем:
U15 = (-1)3 U12U23U34. (4.20)
Для каждой пары колес передаточное отношение определится по формуле (4.18), а именно:
U12 = z2/z1, U23 = z3/z2, U34 = z4/z3.
Подставив эти значения в формулу (4.20), получим:
U15 = (+).
После сокращения, имеем:
U14 = . (4.21)
В формулу (4.21) не входят угловые скорости 2-го и 3-го колес. Зубчатые колеса, от которых не зависит величина передаточного отношения, называют паразитными колесами. В действительности паразитные колеса выполняют большую роль. От них зависит направление вращения ведомого вала. Их введение влияет на знак передаточного отношения. Они необходимы для передачи движения при большом межосевом расстоянии.
Пример 2. Рассчитать передаточное отношение ступенчатого соединения (рисунок 4.24).
Решение. Количество ступеней (контактов) для данного соединения будет k = 2. Представим передаточное отношение через произведение передаточных отношений каждой ступени (см. формулу 4.20):
U14 = (-1)2 U12U2’3. (4.22)
Рисунок
4.24 - Кинематическая
схема цилиндрического
двухступенчатого
редуктора
Число внешних зацеплений будет равно 2, поэтому знак передаточного отношения получится положительный. Через числа зубьев имеем:
U13 = (+). (4.23)
Таким образом, используя формулы (4.15), (4.18) и (4.19) можно рассчитать передаточное отношение любой передачи (не только зубчатой).