- •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
4.2.4.7 Подрезание профилей зубьев при изготовлении.
Минимальное число зубьев малого колеса
Во время изготовления зубчатых колес методом обкатки часто получается, что головка режущего инструмента врезается в ножку зуба нарезаемого колеса. В результате этого ножка зуба оказывается подрезанной, т.е. тоньше, чем головка зуба (рисунок 4.30, 6). Возникает явление подрезания. При подрезании ножка зуба ослабляется. При этом срезается часть эвольвенты, образующей профиль ножки зуба. Поэтому подрезание является нежелательным при изготовлении зубчатых колес.
Рассмотрим явление подрезания при нарезании колеса инструментальной рейкой (рисунок 4.30, в).
а - правильный зуб; б - подрезанный зуб;
в - явление подрезания при нарезании колеса.
Рисунок 4.30
При бесконечно большом диаметре делительной окружности зубчатое колесо превращается в рейку, а эвольвентный профиль зуба – в прямолинейный, удобный для изготовления и измерения. Возможность зацепления эвольвентного зубчатого колеса с рейкой имеет огромное практическое значение, так как позволяет изготовлять зуборезный инструмент в виде рейки с зубьями прямолинейной формы.
При нарезании колеса инструментальной рейкой сохраняются все свойства зацепления сопряженных профилей. Для реечного зацепления полюс зацепления Р получается в точке касания начальной окружности колеса rw1 и делительной прямой рейки I-I. Зуб колеса строится по правилам эвольвентного зацепления (п. 4.2.4.3. данной главы). Линия зацепления будет иметь только одну предельную точку – точку а, которая заключена между окружностью вершин колеса Ra1 и прямой вершин рейки. Чтобы имело место зацепление, необходимо, чтобы активная линия зацепления была меньше или равна линии зацепления, т.е. ав ≤ АВ. Если этого не происходит, т.е. ав >АВ, то не выполняется основной закон зацепления.
Рассмотрим явление подрезания. Примем, что ав = АВ, тогда точка а будет являться последней точкой зацепления. Скорость рейки υ2 всегда постоянна. Любая точка, которая расположена ниже точки а на зубчатом колесе, имеет скорость больше, чем скорость рейки, т.к. радиус контакта увеличивается. Выше точки а скорость колеса уменьшается по отношению к скорости рейки, т.к. радиус уменьшается (υ2 > υ1). Поэтому рейка надвигается на колесо быстрее, чем точки, расположенные выше точки а, надвигаются на рейку. Головка зуба рейки получается больше, чем ножка зуба колеса (ha2>hf1), и, поэтому рейка врезается в колесо. Так происходит подрезание зубьев. Явлением подрезания в теории зацепления называется пересечение окружностью вершин колеса при нарезании линии зацепления не далее АВ.
Выясним вопрос о наименьшем количестве зубьев малого колеса, при котором подрезание будет отсутствовать. Отметим точку Е – точку контакта колеса и рейки. Индекс «1» принадлежит колесу, а индекс «2» - рейки. Тогда в точке Е будут находиться две точки: точка Е1, принадлежащая колесу; и точка Е2, принадлежащая рейки. Отрезок [Ee1] – вектор скорости колеса, [Ee2] – вектор скорости рейки. Отметим точку k, для этого опустим перпендикуляр из точки а на делительную прямую рейки I-I. Отметим высоту головки зуба рейки ha2. Чтобы избежать подрезания зубьев, нужно, чтобы высота головки зуба рейки ha2 была меньше или равна отрезку [ak] и, чтобы скорость рейки была меньше, чем скорость колеса, т.е.:
ha2 ≤ [ak], υЕ2 < υЕ1. (4.37)
Рассмотрим треугольники ∆РО1Е и ∆Ее1е2, ∆Раk и ∆O1aP – они подобны по двум взаимно перпендикулярным сторонам:
∆РО1Е ~ ∆Ее1е2, ∆Раk ~ ∆O1aP.
Из треугольника ∆Раk имеем [аk] = [aP]sinα, из ∆O1aP имеем aP = [O1P]sinα. Подставим 2-ую формулу в первую, получим:
[аk] = [O1P]sin2α. (4.38)
Согласно условию (4.37), аk = ha2. Для стандартного зацепления ha2=m. Из рисунка 4.27 видно, что О1Р = R1. Тогда выражение (4.38) примет вид:
m = R1sin2α. (4.39)
Радиус делительной окружности вычисляется по формуле (4.25): R1 = mz1/2. Поэтому получаем следующее выражение, учитывая условие (4.37):
z1min ≥ 2/sin2α ≥17. (4.40)
Для стандартного зацепления α = 20о.
Формула (4.40) гласит: Для стандартного (нулевого) зацепления, чтобы избежать подрезания зубьев, нужно, чтобы число зубьев малого колеса было не менее 17.