- •1 Структура механизмов
- •2 Кинематическое исследование плоских стержневых механизмов
- •3 Силовой анализ механизмов
- •4 Трение в механизмах и машинах
- •5 Динамическое исследование машин и механизмов
- •Общие сведения 109
- •6 Уравновешивание механизмов
- •9 Кулачковые механизмы. Анализ и синтез
- •Введение
- •Раздел 1 «Структура механизмов» посвящен структурному анализу и принципам образования механизмов, их классификации.
- •1 Структура механизмов
- •1.1 Основные понятия
- •1.2 Кинематические пары и их классификация
- •1.3 Кинематические цепи
- •1.4 Определение степени подвижности
- •1.5 Пассивные связи и избыточные звенья
- •1.6 Классификация механизмов
- •1.6.1 Механизмы с низшими кинематическими парами
- •1.6.2 Механизмы с высшими кинематическими парами
- •1.6.3 Условия рационального исполнения основных видов механизмов
- •Шарнирный четырехзвенник
- •2 Кинематическое исследование плоских стержневых механизмов
- •2.1 Методы кинематического исследования
- •2.2 Кинематические характеристики точки и звена
- •2.3 Метод планов
- •2.3.1 Планы механизмов
- •2.3.2 Планы скоростей
- •2.3.3 Определение угловых скоростей звеньев
- •2.3.4 Планы ускорений
- •2.3.5 Определение угловых ускорений звеньев
- •2.3.6 Свойства планов скоростей и ускорений
- •2.3.7 Построение планов скоростей и ускорений кулисного механизма
- •2.4 Определение коэффициента изменения скорости хода
- •3 Силовой анализ механизмов
- •3.1 Общие положения
- •3.2 Силы инерции звеньев плоского механизма
- •3.3 Условие статической определимости кинематической цепи
- •3.4 Силовое исследование механизма по методу академика н.Г.Бруевича.
- •3.5 Способ профессора н.Е.Жуковского
- •4 Трение в механизмах и машинах
- •4.1 Основные определения
- •4.2 Трение в низших кинематических парах
- •4.2.1 Трение в поступательной кинематической паре
- •4.2.2 Трение во вращательной кинематической паре при наличии зазора между шипом и подшипником
- •4.2.3 Трение в винтовой кинематической паре
- •4.3 Трение качения
- •5 Динамическое исследование машин и механизмов
- •5.1 Задачи динамического исследования машин
- •5.2 Классификация сил, действующих в машине
- •5.3 Уравнения движения машины
- •5.4 Режимы работы машины
- •5.4.1 Режим пуска
- •5.4.2 Режим установившегося движения
- •5.4.2.1 Равновесный режим установившегося движения
- •5.4.2.2 Неравновесный режим установившегося движения
- •5.4.3 Режим выбега машины
- •5.5 Коэффициент полезного действия машины
- •5.5.1 Общие сведения
- •5.5.2 Определение к.П.Д. Последовательно соединенных механизмов
- •5.5.3 Определение к.П.Д. При параллельном соединении механизмов
- •5.6 Уравнения движения машины в дифференциальной форме
- •5.6.1 Общие сведения
- •5.6.2 Метод приведения масс
- •5.6.3 Метод приведения сил
- •5.6.4 Уравнения движения машины в дифференциальной форме
- •5.6.4.1 Звено приведения движется поступательно
- •5.6.4.2 Звено приведения совершает вращательное движение
- •6 Уравновешивание механизмов
- •6.1 Регулирование хода машин
- •6.2 Выбор момента инерции маховика
- •7 Механизмы передачи вращательного движения
- •8. Основы теории плоского эвольвенного зацепления
- •8.1. Основная теорема плоского зацепления
- •8.2 Эвольвента и её свойства
- •Основные свойства эвольвенты
- •Свойства эвольвентного зацепления
- •Эвольвентное реечное зацепление. Исходный контур
- •8.5. Методы нарезания эвольвентных зубьев
- •8.6 Параметры эвольвентного колеса, нарезанного
- •Минимальный радиус кривизны эвольвенты.
- •Или окончательно (8.24)
- •Толщина зуба эвольвентного колеса по дуге любой окружности
- •Из прямоугольного треугольника adPc определяем
- •Виды зацеплений. Плотное зацепление.
- •Определение радиусов начальных окружностей, межосевого расстояния и высоты зуба
- •9 Кулачковые механизмы. Анализ и синтез
- •9.1 Назначение и основные виды
- •9.2 Основные параметры кулачковых механизмов
- •9.2.1 Теоретический и практический профили кулачка
- •9.2.2 Цикл работы кулачкового механизма с вращающимся кулачком
- •9.2.3 Угол давления и угол передачи движения в кулачковом механизме
- •9.3.1.2 Определение закона движения толкателя кулачкового механизма с вращающимся кулачком и поступательно движущимся толкателем
- •9.4 Определение минимального радиуса теоретического профиля кулачка. (Динамический синтез)
- •9.5 Построение центрового и действительного профилей кулачка
- •Перечень ссылок
Из прямоугольного треугольника adPc определяем
Но 2cos sin = sin2, следовательно
Таким образом, высота зуба эвольвентного колеса до постоянной хорды равна:
=ra – r – 0,25m(0,5 + 2xtg)sin2, или
= . (8.34)
Длина общей нормали (размер под скобу)
Общая нормаль – это нормаль к нескольким эвольвентам одной и той же основной окружности. Этот размер измеряется скобой и контролирует шаги на нарезаемом колесе.
Изобразим несколько зубьев эвольвентного колеса, охватываемых скобой, например три зуба – рисунок 8.22.
Рисунок 8.22 – Длина общей нормали
В точке С проведем касательную к основной окружности, которая по свойству эвольвенты будет нормалью к эвольвентам в точках А и В. Отрезок АВ и есть длина общей нормали W, измеряемая скобой, губки которой располагаются по касательной к охватываемым эвольвентам.
В соответствии со свойствами эвольвенты расстояния по нормали между двумя эвольвентами одной основной окружности всюду одинаковы и равны расстоянию между началами этих эвольвент по дуге основной окружности. Поэтому не обязательно, чтобы скоба строго фиксировалась в определенном положении, важно чтобы ее губки касались эвольвентных профилей зубьев.
Обозначим точки начала эвольвент на основной окружности А0 и В0.
В соответствии с изложенным выше свойством эвольвенты
W = AB = A0B0.
Обозначим число впадин, охватываемое скобой, индексом n. Из рисунка 8.22 видно, что число впадин, охватываемое скобой, совпадает с числом шагов, охватываемых зубьев колеса. Таким образом, длина дуги А0В0 по основной окружности, как видно из рисунка, равна:
A0B0 = Pbn + Sb .
Следовательно, длина общей нормали
W = Pbn + Sb . (8.35)
Определим, чему равен шаг зубьев эвольвентного колеса по основной окружности.
По свойству эвольвенты ; но , т.е. ,
Следовательно, и , или (8.36)
Определим число впадин n, (оно же – число шагов), охватываемое скобой. Это число определяется из условия, чтобы точки касания губок скобы с зубьями находились вблизи делительной окружности. Тогда при измерении W гарантировано касание скобы с эвольвентными участками зубьев.
Если скоба касается эвольвент в точках, расположенных на делительной окружности, то угол, охватываемый скобой, равен 2 (рисунок 8.22), где - угол давления на делительной окружности, равный профильному углу рейки, то есть = 200. Если учесть, что угол, соответствующий одному шагу, равен , то число шагов, расположенных в пределах угла 2, то есть охватываемых скобой, будет равно:
(8.37)
Если получается дробное число, то нужно принимать n, равное целой части дроби.
Виды зацеплений. Плотное зацепление.
Уравнение плотного зацепления
Эвольвентное зацепление характеризуется коэффициентами смещения каждого из колес – х1 и х2 , а также суммарным коэффициентом смещения, который равен алгебраической сумме коэффициентов смещения х1 и х2:
х = х1 + х2 .
В зависимости от х1 , х2 и х различают три вида зацеплений прямозубых эвольвентных колес:
Нулевое зацепление (некорригированное). Это зацепление, в котором
х1 = 0, х2 = 0, х = х1 + х2 = 0.
Равносмещенное зацепление (зацепление с высотной коррекцией).
Это зацепление, в котором
х1 > 0, x2 < 0, x = x1 + x2 =0, то есть x1 = -x2
Неравносмещенное зацепление (зацепление с угловой коррекцией).
Это зацепление, в котором х 0.
В этом зацеплении возможны различны варианты значений х1 и х2:
х1 0, х2 = 0;
х1 > 0, x2 < 0, причем х1 -х2;
х1 > 0, x2 > 0.
Наиболее распространенным является вариант, когда х1 > 0, x2 > 0,
следовательно и х 0.
Правильное эвольвентное зацепление теоретически должно быть плотным.
Плотным называется такое зацепление, в котором зуб одного колеса плотно расположен во впадине второго колеса, соприкасаясь с его двумя зубьями, т. е. это зацепление без бокового зазора – рисунок 8.23.
Рисунок 8.23. – Плотное эвольвентное зацепление
Практически небольшой боковой зазор должен быть предусмотрен по следующим причинам:
для проникновения смазки между зубьями;
для возможности температурного расширения зубьев от их нагревания во время работы передачи;
для возможности сборки зубчатого зацепления и предотвращения заклинивания зубьев в случае неточно выполненного межосевого расстояния.
Поэтому при изготовлении каждого зубчатого колеса предусматриваются обязательные допуски на контролируемые размеры, обеспечивающие гарантированный боковой зазор. Нормальные же размеры и параметры зацепления определяются из условия плотного зацепления.
Шаг по начальной окружности любого колеса равен сумме толщины зуба и ширины впадины:
w = Sw1+ ew1 или
w = Sw2+ ew2
Зацепление плотное, если толщина зуба по начальной окружности одного колеса равна ширине впадины по начальной окружности другого колеса, т.е. если
Sw1 = ew2 и ew1 = Sw2 , тогда
w = Sw1+ Sw2 . (8.38)
Это условие плотного зацепления: шаг по начальной окружности равен сумме толщин зубьев колес по начальным окружностям.
Найдем шаг по начальной окружности через длину начальной окружности и количество зубьев первого колеса.
Толщины зубьев колес по начальным окружностям равны (см. 8.8 ):
Подставим полученные значения в формулу (8.38):
Умножим левую и правую части уравнения на выражение :
Так как то получаем:
= 0,5 + 2x1tg + z1in - z1inw + 0,5 + 2x2tg + z2in - z2inw , или
(z1 + z2) inw = 2(x1 + x2)tg + (z1 + z2)in.
Из полученного уравнения определим inw , разделив левую и правую части на
z1 + z2 = z :
(8.39)
Это основное уравнение плотного зацепления, которое характеризует параметры всех видов зацеплений. Так как tg = tg200 и in = 0,014904 – величины постоянные, то из уравнения (8.39) видно , что угол зацепления w при заданных числах зубьев колес зависит только от суммарного коэффициента смещения x.
Для нулевого и равносмещенного зацеплений x = 0.
Тогда inw = in; w = =200
Для неравносмещенного зацепления х 0, тогда inw in, w .
При х > 0; > 0; w > .