
- •4 Структурная классификация механизмов по Ассуру л.В.
- •8 Метод цикловых кинематических диаграмм (Кулачковые механизмы).
- •12 Классификация сил, действующих в механизмах.
- •15 Уравнение движения динамической модели в интегральной форме.
- •1. Жесткий удар. 2. Мягкий удар.
- •22 Прямая задача динамики машины: определение закона движения
- •Алгоритм решения прямой задачи динамики
- •23 Установившийся режим движения машины.
- •24 Алгоритм решения прямой задачи динамики при установившемся режиме движения машины.
- •25 Решение задачи регулирования хода машины по методу н.И.Мерцалова.
- •30 Оптимальный синтез рычажных механизмов.
- •32 Виброзащита в машинах и механизмах.
- •Динамическое гашение колебаний.
- •1. Уравновешивание вертикальной составляющей главного вектора сил инерции.
- •2. Уравновешивание горизонтальной составляющей главного вектора сил инерции.
- •Моментная неуравновешенность.
- •Динамическая неуравновешенность.
- •Аналитическое выражение для определения d1 следует из свойств треугольника p’a’d’:
- •41 Эвольвента окружности и ее свойства.
- •44 Толщина зуба колеса по окружности произвольного радиуса.
- •45 Станочное зацепление.
- •Виды зубчатых колес (Классификация по величине смещения).
- •46 Эвольвентное зацепление и его свойства.
- •Цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача.
- •Цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача.
- •Цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача.
- •Цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача.
- •51 Коэффициент торцевого перекрытия.
- •52 Качественные показатели цилиндрической эвольвентной передачи.
- •54 Конические зубчатые передачи.
- •55 Червячные зубчатые передачи.
- •60 Кинематическое исследование типовых планетарных механизмов графическим и аналитическим методами.
- •61 Подбор чисел зубьев по методу сомножителей.
- •62 Условия подбора чисел зубьев.
- •65 Кулачковые механизмы.
- •71 Трение в механизмах. Виды трения.
- •2. Вращательная кп
- •74 Волновые передачи. Назначение и области применения.
Цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача.
Два зубчатых колеса с одинаковым модулем и с числами зубьев соответствующими заданному передаточному отношению образуют зубчатую передачу или простейший зубчатый механизм. В этом трехзвенном механизме зубчатые колеса образуют между собой высшую пару, а со стойкой низшие пары. Зубчатая передача, кроме параметров образующих ее колес, имеет и собственные параметры: угол зацепления w, межосевое расстояние aw, воспринимаемое смещение ym и уравнительное смещение ym . Передаточное отношение механизма u12, числа зубьев колес z1 и z2, начальные окружности rw1 и rw2(или центроиды) и межосевое расстояние aw связаны между собой следующими соотношениями ( см. основную теорему зацепления и раздел по кинематике зубчатой передачи):
aw = rw1 + rw2 ; u12 = rw2 / rw1 ; aw = rw1 ( 1 + u12 ) ;
rw1= aw /( 1 + u12); rw2 = rw1 - aw .
Воспринимаемое смещение y m
Из схемы эвольвентного зацепления (рис.12.12) можно записать
aw = r1 + r2 + y m = m (z1 + z2 ) / 2 + y m ,
m (z1 + z2 ) / 2 + y m = m (z1 + z2 ) (cos / cos w ) / 2 ,
Коэффициент воспринимаемого смещения
y = (z1 + z2 )[ (cos / cos w ) - 1 ] / 2.
Классификация зубчатых передач.
Цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи в зависимости от величины воспринимаемого смещения классифицируются следующим образом
нулевые или равносмещенные (составленные из зубчатых колес без смещения или с равными, но противоположными по знаку смещениями)
x1 = x2 = 0 или x1 = - x2,
1 = 2 = 0 или 1 = - 2 ym = 0, y = 0 aw= a = r1 + r2 w = ;
положительные (составленные из колес с положительными смещениями или когда положительное смещение одного колеса больше отрицательного смещения другого)
x1 > 0, x2 > 0 или x1 > | - x2 |1 > 0, 2 > 0 или 1 > | - 2 |
ym > 0, y > 0, aw> a ,
w > ;
отрицательные (составленные из колес с отрицательными смещениями или когда отрицательное смещение одного колеса больше положительного смещения другого)
x1 <0 , x2 < 0 или x1 < - x2 | ,
1 < 0, 2 < 0или 1 < | - 2
ym < 0, y < 0, aw< a
w < .
51 Коэффициент торцевого перекрытия.
Коэффициентом перекрытия называется величина отношения угла перекрытия зубчатого колеса к его угловому шагу, где под углом перекрытия понимают угол на который поворачивается колесо за время зацепления одной пары зубьев. Для цилиндрических колес различают полное , торцевое и осевое перекрытие:
= + ,
где осевое перекрытие имеется только в косозубых передачах.
= 1 / 1 = 2 / 2 = g / pb = ( gf + ga ) / pb ,
где gf = lB1N2 - lPN2 = rb2 ( tg a2 - tg w ), a2 = arccos (rb2 / ra2 ),
ga = lB2N1 - lPN1 = rb1 ( tg a1 - tg w ), a1 = arccos (rb1 / ra1 ),
pb = m cos , rbi = m z cos / 2 .
= [ z2 ( tg a2 - tg w ) - z1 ( tg a1 - tg w )] / (2).
Коэффициент перекрытия определяет величину зоны двухпарного контакта, когда одновременно зацепляются два последовательно расположенных зуба. Так как до окончания зацепления одной пары зубьев, следующая пара должна войти в контакт, нельзя допускать в прямозубых передачах 1. Допустимое значение коэффициента перекрытия должно несколько превышать единицу и, в зависимости от назначения передачи и точности ее изготовления, выбирается в пределах [ ] = 1.05 ... 1.2. Максимальное значение коэффициента перекрытия для зубчатых колес, обработанных инструментом со стандартным исходным производящим контуром, составляет = 1.98. Наиболее благоприятны величины коэффициента перекрытия равные целым числам, например двум или трем. Обеспечить это можно только используя инструмент с нестандартным исходным производящим контуром. Дробные значения коэффициента перекрытия, например близкие к полутора, приводят к циклическому изменению жесткости передачи и к возникновению параметрических колебаний.