Шпоры к экзаменационным билетам / tmm_shpora_1_ekz_4sem_31-40_4
.doc31.Графочисленный метод кинематического анализа. Планетарные передачи,общие сведения.
a-солнечное колесо,c-сателит,h-водило,b-эпициклическое колесо
Планетарная передача-одно колесо заторможено.
Дифференциал-все колёса подвижны
Планетарные передачи-такие передачи,у которых есть колёса с подвижными осями.
Z(a),Z(2)-центральное колесо с наружными зубьями(солнечное)
Z(h)-неподвижное колесо(в данной схеме) центральное с внутринними зубьями-эпициклическое.
Сателлиты вводят с целью уменьшения габаритов,снижения усилий зацепления,разгрузки подшипников центральных колёс,улучшения уравновешивания водила.
При кинематическом расчёте учитывается один сателлит.
Достоинства планетарных передач:
1)малые габариты и массы(вписывается в эпициклическое колесо)
2)удобство компановки-соосность ведущего и ведомого валов
3)меньший шум при работе
4)малые нагрузки на опоры,что упрощает конструкции и снижает потери в ней
5)большие передаточные числа(1000 и более)
Недостатки:
1)повышенные требования изготовления и монтажа
2)снижение КПД
Применение:
1)редукторы в силовых передачах и приборах
2)коробка переменных передач
3)дифференциал в автомобилях,станках и т.д.
3 условия для исследования:
1)соосности Z(2)+2Z(1)=Z(4)
2)сборки при симметрично расположенных сателлитах
(Z(2)+2Z(h))/c=q
q-целое число,с-число сателлитов
Для определения U в планетарных передачах используется метод остановленного водила (метод Виллиса): Всей планетарной передаче сообщается дополнатильное вращение с угловой скоростью водила,но в обротнам направлении.
Результат:водило остановится,закреплённое колесо освобождается,начинает вращаться со скоростью –wh.Остальным колёсам сообщается дополнительное вращение.
Получим обращённый механизм:обычная непланетарная зубчатая передача,геометрические оси всех колёс неподвижны.
32)Структура и кинематика четырёхзвенного механизма Джемса.Основное уравнение кинематики планетарного ряда.
Это однорядный планетарный редуктор с одним внешним,одним внутренним зацеплением.Ведущее-солнце.
U(h ab)=Z(c)/Z(a)*Z(b)/Z(c)*(-1)^1=-Z(b)/Z(a)
U(h ab)=w(h a)/w(h b)=(w(a)-w(h))/-w(h)=1-w(a)/w(h)=1-U(b ah)
U(b ah)=1-U(h ab)
Звено мех-ма первонач. w угл. Скорость –w(h)
a w(a) w(a)-w(h)
b w(b)=0 -w(h)
c w(c) w(c)-w(h)
h w(h) 0
K=-U(h ab)=(w(a)-w(h))/-w(h)
K-передаточное отношение
W(h)*(1-K)-w(a)=0
U(b ah)=вх/вых
U(b ah)=1/U(b ah)=1/(1-U(h ab)-водило ведущее
U(b ch)=1-U(h cb)=1-Z(b)/Z(c)=(Z(c)-Z(b))/Z(c)
W=3n-2p(5)-p(4)=3*3-2*3-2=1
33)Структура и кинематика планетарного механизма с двумя центральными колёсами с внешними зацеплениями
Двухрядный планетарный редуктор с двумя внешними зацеплениями;ведущее-солнце
W=3n-2p(5)-p(4)=3*3-2*3-2=1
1)вход;2)сателлит;3)выход
U(a2 a1h)= -12/13
Звено мех-ма первонач. w угл. Скорость –w(h)
a1 w(a1) w(a1)-w(h)
a2 w(a2)=0 -w(h)
h w(h) 0
c1 w(c1) w(c1)-w(h)
c2 w(c2) w(c2)-w(h)
U(h a1a2)=Z(c1)*Z(a2)/(Z(a1)*Z(c2))*(-1)^2
U(h a1a2)=(w(a1)-w(h))/-w(h)=1-w(a1)/w(h)=1-U(a2 a1h)
U(a2 a1h)=1-U(h a1a2)=1-Z(c1)*Z(a2)/(Z(a1)*Z(c2))=(Z(a1)*Z(c2)-Z(c1)*Z(a2))/(Z(a1)*Z(c2))
U(a2 ha1)=1/U(a2 a1h)=1/(1-U(h a1a2(
U(a2 c2h)=1-U(h c2a2=1+Z(a2)/Z(c2)
34)Структура и кинематика планетарного механизма с двумя центральными колёсами с внутренними зацеплениями
U(b1 hb2)=-nm/nr
Звено мех-ма первонач. w угл. Скорость –w(h)
b1 w(b1) w(b1)-w(h)
b2 w(b2)=0 -w(h)
h w(h) 0
c1 w(c1) w(c1)-w(h)
c2 w(c2) w(c2)-w(h)
U(b2 hb1)=1/U(b2 b1h)
U(h b1b2)=Z9c1)*Z(b2)/(Z(b1)*Z(c2))*(-1)^0
U(h b1b2)+(w(b1)-w(h))/-w(h)=1-w(b1)/w(h)=1-U(b2 b1h)
U(b2 b1h)=1-U(h b1b2)=1-Z(c1)*Z9b2)/(Z(b1)*Z(c2))
35)Структура и кинематика планетарного механизма с двумя центральными колёсами с внешним и внутренним зацеплениями
U(b2 a1h)=km/kl
Звено мех-ма первонач. w угл. Скорость –w(h)
a1 w(a1) w(a1)-w(h)
b1 w(b1)=0 -w(h)
h w(h) 0
c1 w(c1) w(c1)-w(h)
c2 w(c2) w(c2)-w(h)
U(h a1b2)=Z(c1)/Z(a1)*Z(b2)/Z(c2)*(-1)^(m=1)
U(h a1b2)=(w(a1)-w(h))/-w(h)=1-U(b2 a1h)
U(b2 a1h)=1-U(h a1b2)=1+Z(c1)*Z(b2)/(Z(a1)*Z(c2)
36)Структура и кинематика планетарного механизма с тремя центральными колёсами с внешним и двумя внутренними зацеплениями
U(b1 a1b2)=-mt/mr
Водило свободно вращается в опорах,не передавая движения,не несёт нагрузки от внешних моментов(плавающее водило)
При кинематическом исследовании этот механизм рассматривается состоящим из двух простых:
1)центральные колёса a1,b1;сателлит c1;водило
2)центральные колёса b1,b2;сателлиты c1,c2;водило
U(b1 a1b2)=w(a1)/w(b2)*w(h)/w(h)=U(b1 a1h)*U(b1 hb2)=1-u(h a1b1)*1/(1-U(h b2b1))=
=(1+Z(b1)/Z(a1))*1/(1-Z(c2)*Z(b1)/(Z(b2)*Z(c1)))=Z(b2)*Z(c1)*(Z(a1)+Z(b1)/(Z(a1)*(Z(b2)*Z(c1)-Z(c1)*Z(b1)))
37)Кулачковые механизмы.Общие сведения.Классификация кулачковых механизмов
Это трёхзвенный механизм,предназначенный для преобразования движения ведущего звена(обычного кулачка),заданного движением ведущего звена(толкателя)
Ф(n)-угол подъёма
Ф(оп)-угол опускания
Ф(вв)-угол верхнего выстрела
Ф(нВ)-угол нижнего выстрела
В трёхзвенном мезанизме(стойка,кулачок,толкатель) 2 пары 5-го класса и 1 4-го.
Профиль кулачка сложный.Его форма определяется воспроизводимым законом движения ведомого звена-толкателя.
Достоинства: простота получения сложного движения ведомого звена остановками,наличие возвратного движения ведомого звена.
38)Законы движения ведомого звена кулачкового механизма.Построение диаграммы положений толкателя кулачкового механизма.Условия проектирования кулачковых механизмов
Метод обращения движения.
Кулачок и толкатель мысленно вращают со скоростью w(кулачка) на встечу направления этой скорости
Результат: кулачок неподвижен,толкатель обегает кулачок со скоростью –w(кулачка)
Условия:
Существует множество кулачковых механизмов,удовлетворяющих заданным законам движения толкателя.Лучшее решение то,при котором:
1)механизм имеет наименьшие размеры
2)удовлетворяет конструктивным и прочностным требованиям
При динамическом синтезе по заданным минимальным углам передачи движения определяют радиус минимальной шайбё r(o)
Основные размеры кулачковых механизмов определяются из кинематических,динамических условий:
Механизм должен воспроизводить закон заданного движения.
Динамические условия:высокий КПД и не должно быть заклинивания
Конструктивные условия:достаточная прочность,высокая сопротивляемость износу, наименьшие размеры
39)Угол давления,его роль и значение в проектировании кулачковых механизмов.
Tga=AK/(r(o)+s)
V(b)=V(m)+v(bm)
AKM подобен pmb
V(b)=ds/dt
V(m)=w*AM
AK/AM=pb/pm$AK=AM*pb/pm=AM*ds/dt/9w*AM)=(ds/dt)/(dФ/dt)=ds/dФ
40)Определение геометрических размеров(r(o) и е) кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем с роликовым или острокромочным толкателем
Для любого угла поворота кулачка ф , если отложить BD равное и параллельное AL и провести через D линию параллельную NN, последняя пройдёт через А- центр вращения кулачка, а с вертикалью составит угол давления а
Известно BD=AL=ds/dФ
При |ds/dФ|max и а(max)
Имея диаграммы ds/dФ и s(Ф) строим s(ds/dФ)-диаграмма кинематических соотношений
M(s)=M(ds/dФ)
Линии 1-1 и 2-2 проводят в положениях |ds/dФ|max под углами гамма с учётом задаваемых допустимых углов давления на подъём и опускание.Точка пересечения 1-1 и2-2 касательных к диаграмме s|ds/dФ| определяет положение центра кулачка. Центр кулачка можно поместить в любом месте заштрихованной области,при этом а не привысит а(max)
r(o)(min)=AO*M(s)
r(o)=A’0*M(s)
e=AK*M(s)