- •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
4.2.5 Внутреннее эвольвентное зацепление
Если расположить начальную окружность малого колеса (шестерни) внутри начальной окружности большого колеса, то получим внутреннее зацепление. При этом полюс зацепления Р будет лежать вне линии центров [О1О2]. Угловые скорости обоих колес имеют одинаковый знак, т.к. зубчатые колеса вращаются в одну сторону. Поэтому передаточное отношение положительно:
U12 = +ω1/ω2 = +z2/z1.
Построение профилей зубчатых колес при внутреннем зацеплении аналогично построению эвольвенты для внешнего зацепления. Поэтому все те способы, которые применялись для построения профиля, построения сопряженных точек, рабочей части профиля и др., можно целиком перенести на внутреннее зацепление. При этом нужно иметь в виду, что зуб внутреннего колеса имеет ряд особенностей – впадина внешнего зубчатого колеса будет заполняться телом зуба в колесе с внутренним венцом (рисунок 4.34).
Для внешнего колеса радиус окружности впадин будет больше, чем радиус окружности выступов Rf2 > Ra2. Активная линия зацепленияавбудет находиться за пределами линии зацепленияАВи будет равна отрезку [Ра]. Также одной из особенностей внутреннего зацепления является возможностьинтерференции, т.е. наложение профиля колеса с внешним венцом на профиль колеса с внутренним венцом (рисунок 4.35). Это явление значительно усложняет расчет зубчатых колес с внутренним зацеплением.
Рисунок 4.34 - Внутреннее эвольвентное зацепление
Рисунок 4.35 - Явление интерференции
При внутреннем зацеплении возможно подрезание ножки зуба малого колеса, если окружность выступов Rа2второго колеса будет пересекать линию зацепления в пределах отрезкаАВили за точкойВ.
Для выяснения геометрической картины интерференции представим себе профили колес, очерченные неограниченными эвольвентами Э1 иЭ2, вращающимися при зацеплении колес вместе с начальными окружностями. В начале зацепления часть эвольвенты малого колеса между ее началом и точкойkзацепления располагается внутри соответствующей части эвольвенты большого колеса (позицияI, рисунок 4.34). При дальнейшем вращении эвольвента малого колеса сначала пройдет через начало эвольвенты 2-го колеса (позицияII, рисунок 4.34), а затем будет пересекать ее в точкеМ(позицияIII, рисунок 4.34), которая меняет свое положение на неподвижной плоскости. Пересечение профилей в точкеМсоответствует теоретическому наложению профилей. Если высота головки зуба малого колеса такова, что окружность ее выступов пересекает кривуюМвне участкаМоМ'о, то будет наблюдаться наложение профилей. Явление интерференции будет отсутствовать при условии
Ra1< О1М'о.
Достоинства: 1) скорость скольжения меньше, чем при внешнем зацеплении с таким же модулем и числами зубьев; 2) более плавная и бесшумная работа; 3) коэффициент удельного скольжения меньше, а, следовательно, меньше изнашиваются зубья и более высокий КПД.
Недостатки: 1) чувствительность к изменению межосевого расстояния; 2) явление интерференции.
4.2.6 Циклоидальное зацепление
Кривые, описываемые различными точками катящего круга по неподвижной окружности, получили название циклоидальных кривых. В зависимости от положения выбранной точки на катящемся круге и его расположении относительно неподвижной окружности получается тот или иной вид циклической кривой.
Циклоидальное зацепление– такой вид зацепления, при котором профили зубьев очерчены по участкам циклоид: эпициклоид и гипоциклоид.Эпициклоидаполучается при перекатывании производящей окружности с радиусомrIпо внешней стороне направляющей (неподвижной) окружности с радиусомr1без скольжения.Гипоциклоидаполучается при перекатывании производящей окружности по внутренней стороне неподвижной окружности.
Рассмотрим построение эпициклоиды (рисунок 4.36, а).
Строим неподвижную окружность радиусом r1из точкиО1. На ней в произвольном месте отмечаем точку полюса Ро. Из точкиО1проводим окружность радиусомr1+rI. На ней будут располагаться центры производящих окружностейОI, 1, 2, 3и т.д. Строим производящую окружность радиусаrIиз центраОI, который находится на продолжении линии О1Ро. Делим производящую окружность от точкиРонаnравных частей – получаем точки1, 2, 3и т.д. Такие же части от точкиРооткладываем на неподвижной окружности – получаем точкиР1, Р2, Р3и т.д. Соединяем полученные точки с центромО1и продолжаем дальше лучи до пересечения с окружностью радиусомr1+rI. Получаем центры производящих окружностей1, 2, 3и т.д., из которых проводим окружности радиусомrI. Точку1переносим на окружность с центром1, точку2переносим на окружность с центром2и т.д. Полученные точкиА1, А2, А3и т.д. соединяем плавной линией. Получаем эпициклоиду.
а)б)
а – построение эпициклоиды;б– построение гипоциклоиды.
Рисунок 4.36 - Построение циклоид
Гипоциклоида строится аналогично, только производящая окружность находится внутри направляющей (неподвижной) окружности (рисунок 4.36, б).
Особенность циклоидального зацепления состоит в том, что, при внешнем зацеплении головку зуба очерчивает эпициклоида, а ножку зуба – гипоциклоида. Происходит касание эпициклоиды шестерни с гипоциклоидой колеса. При внутреннем зацеплении – наоборот.
Достоинства: 1) скорость скольжения и удельное скольжение меньше, а, следовательно, более плавная и бесшумная работа; 2) более высокий КПД; 3) коэффициент перекрытия больше 2; 4) отсутствие подрезания ножки зуба.
Недостатки: 1) профилем циклоидальной рейки являются две циклоиды, а не прямая, как в эвольвентном зацеплении; 2) очень чувствительно к ошибкам в профиле и изменению межосевого расстояния; 3) сложность изготовления инструмента и поэтому его высокая себестоимость.