- •Введение
- •1 Строение механизмов
- •1.1 Понятие о звеньях и кинематических парах
- •1.2 Кинематические цепи и соединения
- •1.3 Виды механизмов
- •1.4 Структурные формулы кинематических цепей и механизмов
- •1.5 Замена в плоских механизмах высших кинематических пар низшими
- •1.6 Структурный анализ и синтез механизмов
- •2 Кинематический анализ механизмов
- •2.1 Задачи и методы исследования движения звеньев
- •2.2 Кинематический анализ плоских рычажных механизмов
- •2.3 Кинематический анализ зубчатых передач с неподвижными осями
- •2.4 Кинематический анализ планетарных передач и дифференциалов
- •3 Силовой анализ механизмов
- •3.1 Понятие о силовом анализе механизмов. Силы, действующие в механизмах
- •3.2 Условие кинетостатической определимости кинематических цепей
- •3.3 Планы сил
- •4 Динамический анализ механизмов
- •4.1 Динамическая модель механизма
- •4.2 Приведение сил и моментов сил.
- •4.3 Приведение масс и моментов инерции
- •4.4 Уравнение движения механизма
- •4.2 Колебания в механизмах
- •4.3.1 Понятие о колебательных явлениях
- •4.3.2 Основные понятия и определения
- •4.3.3 Способы устранения колебаний
- •4.3.4 Виброзащита машин
- •5 Синтез механизмов
- •5.1 Синтез плоских рычажных механизмов
- •5.1.1 Основные этапы синтеза
- •5.1.2 Синтез рычажных механизмов
- •5.2 Синтез эвольвентного зубчатого зацепления
- •5.2.1 Основной закон зацепления
- •5.2.2 Эвольвента и ее свойства
- •5.2.3 Зацепление эвольвентных профилей
- •5.2.4 Исходный и рабочий контуры рейки
5.2.3 Зацепление эвольвентных профилей
Предположим, что требуется передать вращательное движение между параллельными осями О1 и О2 с межосевым расстоянием αw (рис.43) с постоянным передаточным отношением i12. Величины αw и i12 определяют положение полюса зацепления П на отрезке О1О2 = αw .
Рис.43. Сопряженные профили
С учетом отношения (5.4) несложно получить
; (5.5)
Если в качестве профиля ведущего звена 1 принять эвольвенту Э1 некоторой (произвольной) основной окружности диаметром db1 и через полюс П провести касательную к этой окружности, то точка В пересечения этой касательной с профилем будет единственной точкой эвольвенты, для которой справедлив основной закон зацепления и нормаль N1П к эвольвенте Э1 проходит через полюс. Таким образом, точка В является единственно возможной точкой контакта данного звена с сопряженным.
В других положениях звеньев точки контакта эвольвент также обязательно будут находиться на прямой, проведенной через полюс касательно к основной окружности. Линия зацепления, т.е. геометрическое место точек контакта профилей зубьев при обкатке, для колес с эвольвентным профилем зубьев является прямой. Причем эвольвента – единственная кривая, дающая прямую линию зацепления. Это и обеспечивает эвольвентному зацеплению существенное преимущество перед другими видами зацеплений. Прямой линии зацепления также соответствует только эвольвентный профиль, и линия зацепления является общей для обоих профилей. Таким образом, сопряженный профиль ведомого звена 2 должен быть эвольвентным и его основная окружность должна быть касательной к линии зацепления.
Перпендикуляр O2N2, проведенный из центра О2 на линию зацепления, дает радиус rb2 основной окружности звена 2, определяющей эвольвенту Э2 и точку В2 на ней (совпадает с точкой В1 в данном положении).
По мере вращения звеньев с каждой точкой одного из профилей вступает в контакт вполне определенная (единственная) точка на втором профиле (см. точки С1 и С2 на рис.43).
Существенно, что положение общей нормали (линии зацепления) не изменяется при вращении звеньев и она по-прежнему будет касаться основных окружностей. Положение полюса зацепления П на линии центров также остается неизменным.
Отметим, что на каждом колесе имеется по одной соосной поверхности (цилиндр – в цилиндрической передаче), которые касаются друг друга, и в любой точке касания (контакта) вектор относительной скорости равен нулю. Эти поверхности называют начальными, а концентрические окружности, принадлежащие им,— начальными окружностями.
Они описываются из центров и проходят через полюс. Из соотношений (5.5) следует, что диаметры начальных окружностей
; (5.6)
5.2.4 Исходный и рабочий контуры рейки
Для унификации изготовления зубчатых колес и обеспечения сопряженности их профилей нарезание зубьев производят инструментами на основе так называемого исходного контура (ГОСТ 13755—81). Он имеет форму рейки (рис.44,а), так как рейка сохраняет постоянный угол зацепления в паре с колесом любого радиуса и при любом относительном положении колес.
Одним из основных параметров контура является модуль
, (5.7)
где р — шаг зубьев, т. е. расстояние между одноименными профилями соседних зубьев рейки по делительной или другой, параллельной ей прямой. Делительной называют прямую, на которой теоретическая толщина зуба равна ширине впадины.
Модуль является по существу нормированным шагом зацепления.
Стандартом предусмотрен широкий набор модулей, обеспечивающий потребности приборов в миниатюрных передачах, а также потребности машин в крупногабаритных передачах.
Для значений модулей свыше 1 мм исходный контур (ГОСТ 13755-81) является прямобочным и имеет следующие параметры (рис.44,а):
профильный угол α = 20°,
глубина захода (здесь– коэффициент высоты головки зуба);
толщина зуба по делительной прямой s = 0,5p;
радиальный зазор с = с*m (здесь с* = 0,25 – коэффициент радиального зазора);
радиус закругления у корня зуба ρ = 0,384m.
Для обеспечения плавного вхождения зубьев в зацепление и снижения динамических нагрузок на вершине зубьев исходного контура преднамеренно отступают от теоретической эвольвентной формы, выполняя срез профиля – фланк (рис.44,6). Расчетный контур с фланком называют номинальным исходным контуром (рабочим контуром).
Однозначность перечисленных основных параметров делает исходные контуры различных модулей геометрически подобными.