- •Теорія механізмів і машин
- •Лекції з курсу “Теорія механізмів і машин”
- •Лекція 16 планетарні механізми
- •Лекція 1 загальні відомості значення і зміст курсу теорії механізмів і машин
- •1) Структурний аналіз;
- •2) Кінематичний аналіз;
- •3) Динамічний аналіз.
- •Деякі відомості з історії розвитку науки про машини
- •Механізм
- •Основна література
- •Лекція 2 структура і класифікація механізмів кінематичні пари та їх класифікація
- •Кінематичні ланцюги та їх класифікація
- •Кінематичні з'єднання
- •Структурна формула п.Л.Чебишова.
- •Зайві ступені вільності і умови зв'язку
- •Заміна вищих кінематичних пар нижчими
- •Лекція 3 основний принцип утворення механізмів
- •Структурні групи плоских механізмів задовольняють умову
- •Структурна класифікація плоских механізмів
- •Структурні групи і механізми II класу
- •Структурні групи і механізми III класу
- •Структурні групи і механізми IV класу
- •Приклади структурного аналізу плоских механізмів
- •Лекція 4 кінематичне дослідження механізмів задачі і методи кінематичного дослідження механізмів
- •Плани швидкостей
- •План прискорень
- •Плани швидкостей і прискорень кулісного механізму
- •Підставивши (5.9) у (5.8), одержимо
- •Метод засічок
- •Побудова діаграм переміщення
- •Дослідження руху механізмів методом кінематичних діаграм
- •Метод хорд
- •1) Зростанню ординат кривої, що диференціюється, відповідають додатні значення ординат диференціальної кривої, а зменшенню — від'ємні значення;
- •2) При максимумі кривої, що диференціюється, диференціальна крива переходить через нуль від додатних значень ординат до від'ємних, а при мінімумі — від від'ємних значень ординат до додатних;
- •3) Точці перегину кривої, що диференціюється, відповідає максимум або мінімум на диференціальній кривій. Аналітитчне дослідження кінематики механізмів
- •Лекція 7
- •Силовий розрахунок плоских механізмів
- •Без урахування сил тертя
- •Основні задачі силового розрахунку
- •Статична визначеність структурної групи
- •Методика і порядок силового розрахунку механізмів
- •Силовий розрахунок групи II класу і виду
- •Силовий розрахунок механізму і класу
- •Рівняння (7.5) набуває вигляду:
- •Лекція 8 зведення сил і моментів сил
- •Підставивши вирази (8.2) у рівняння (8.1), дістанемо:
- •Підставляючи рівність (8.4) і (8.5) у рівняння (8.1), знаходимо:
- •Зведення мас і моментів інерції
- •Лекція 9 рівняння руху механізму
- •При обертовому русі початкової ланки після зведення сил і мас маємо:
- •Режими руху механізму
- •Механічний коефіцієнт корисної дії
- •Коефіцієнт корисної дії машини
- •Послідовне з'єднання механізмів
- •Паралельне з'єднання механізмів
- •Лекція 10 важіль м.Є. Жуковського
- •Дослідження руху механізмів методом віттенбауера
- •Дослідження руху механізмів методом жуковського
- •Середня швидкість і коефіцієнт нерівномірності руху машини
- •Визначення коефіцієнта нерівномірності руху машини за допомогою кривої віттенбауера
- •Підставляючи у формулу (11.10) вирази (11.9), маємо:
- •Визначення моменту інерції маховика методом віттенбауера
- •Розв'язуючи рівняння (11.6) і (11.7) відносно і знаходимо:
- •Підносячи праві і ліві частини цих рівнянь до квадрата, записуємо
- •Підставляючи (11.22) у рівняння (11.10), знаходимо:
- •Визначення розмірів маховика
- •Якщо маса обода маховика практично може бути взята як
- •Регулятори швидкості
- •Лекція 13 передачі. Загальні відомості
- •Основні характеристики передач
- •Фрикційні передачі
- •Фрикційні передачі з гнучкими ланками
- •Зубчасті передачі. Загальні відомості
- •Типи зубчастих передач
- •Геометричні параметри циліндричного зубчастого колеса
- •Висота ділильної ніжки
- •Лекція 14 багатоланкові зубчасті механізми загальні відомості
- •1) Зубчасті механізми з нерухомими осями всіх коліс (такі передачі називають серіями зубчастих коліс);
- •2) Зубчасті механізми з рухомими осями окремих коліс (епіциклічні передачі, деколи — планетарні, важільно-зубчасті). Зубчасті механізми з нерухомими осями коліс
- •Ступінчаста зубчаста передача
- •Паразитна зубчаста передача
- •Лекція 15 зубчасті механізми з рухомими осями коліс
- •Диференціальні механізми
- •Комбіновані (багатоланкові) зубчасті механізми
- •Замкнуті диференціальні механізми
- •Графічне визначення передаточних відношень зубчастих механізмів
- •Лекція 15 зубчасті механізми з рухомими осями коліс
- •Диференціальні механізми
- •Комбіновані (багатоланкові) зубчасті механізми
- •Замкнуті диференціальні механізми
- •Графічне визначення передаточних відношень зубчастих механізмів
- •Лекція 16 планетарні механізми
- •Синтез планетарних механізмів
- •Вибір схеми планетарного механізму;
- •2) Вибір чисел зубів, що забезпечують задане передаточне відношення. Вибір схеми планетарного механізму
- •Вибір числа зубів планетарного механізму
- •2) Сусідство;
- •3) Можливість складання передачі;
- •4) Усунення підрізання й інтерференції зубчастих коліс та самогальмування передачі.
- •Склавши почленно залежності (16.9), після перетворень дістанемо
- •Лекція 17 основна теорема зубчастого зачеплення
- •Ковзання профілів зубів
- •Лекція 18 властивості і рівняння евольвенти кола
- •4. Евольвента починається на основному колі і завжди розташована за його межами.
- •Розв'язуючи це рівняння відносно θ, маємо
- •Теоретичні вихідний і твірний контури
- •Лекція 19 способи нарізання зубчастих коліс
- •Спосіб копіювання
- •Спосіб обкатки (огинання)
- •Геометричні та кінематичні умови існування передачі
- •1) Забезпечення плавності роботи зубчастої передачі;
- •2) Усунення підрізання зубів;
- •3) Усунення загострення зубів;
- •Коефіцієнт перекриття
- •Лекція 20 підрізання зубів
- •Загострення зубів
- •Інтерференція зубів
- •Лекція 21 кулачкові механізми
- •Загальні відомості
- •Основні типи кулачкових механізмів
- •Замикання ланок кулачкового механізму
- •Основні параметри кулачкових механізмів
- •Кінематичний аналіз кулачкових механізмів
- •Лекція 22 кінематичний синтез кулачкових механізмів
- •Графічний спосіб
- •Аналітичний спосіб
- •Зміщений кулачковий механізм з роликовим штовхачем Графічний спосіб
- •Аналітичний спосіб
- •Кулачковий механізм з роликовим коромислом Графічний спосіб
- •Аналітичний спосіб
- •Лекція 23 динамічний синтез кулачкових механізмів
- •Графічний спосіб
- •Аналітичний спосіб
- •Кулачковий механізм із загостреним або роликовим коромислом
- •Лекція 24 тертя і знос у машинах
- •Види тертя
- •Тертя ковзання
- •Кут і конус тертя
- •Тертя в поступальних кінематичних парах
- •Тертя на похилій площині
- •Ккд похилої площини
- •Лекція 25 тертя гнучкої ланки
- •Із співвідношення (25.3) і (25.4) випливає:
- •Тертя ковзання змащених тіл
- •Тертя кочення
- •На практиці інколи користуються умовною безрозмірною величиною
Метод хорд
Метод дотичних на практиці досить незручний, оскільки дуже важко проводити дотичні до кривих і досягти стабільних результатів.
Рис. 6.4
Тому на практиці більшого поширення набув метод хорд, який ґрунтується на відомій теоремі про кінцевий приріст функції: якщо функція та її перша похідна безперервні, то на будь-якому інтервалі, наприклад 0—1 (рис. 6.4,а), хорда 0—1', яка стягує дугу, паралельна дотичній до кривої s = s(t) хоча б в одній точці, що лежить у середині цього інтервалу.
Тому при цьому методі на діаграмі s = s(t) замість дотичних проводять хорди 0—1', 1'—2', 2'—3',... (рис. 6.4,а), а на діаграмі V = V(t) (рис. 6.4,б) із точки P1 — промені Р11", Р12", Р13" ,..., які паралельні відповідним хордам, до перетину з віссю ординат V. Відрізки 0—1", 0—2", 0—3",... у масштабі V, отриманого за відомою формулою, визначають значення швидкостей посередині відповідних інтервалів часу. Для спрощення побудови діаграм відрізки 0—1", 0—2", 0—3",... відкладають посередині відповідних інтервалів часу. Точки 0, 1'", 2'", 3'",... з'єднують плавною кривою і одержують з певною точністю діаграму швидкостей V =V(t). Чим менший інтервал часу розглядається, тобто чим більше проведено хорд, тим більше наближаються до заданої кривої. Особливу увагу треба звернути на ділянку, де крива, яку диференціюють, має екстремум. У цьому місці криву треба розділити на менші ділянки (проміжки часу).
Аналогічно методом хорд будують діаграму прискорень а = а(t) (рис. 6.4, в). Порівнюючи побудовані графіки переміщень, швидкостей і прискорень, між ними можна встановити такі залежності:
1) Зростанню ординат кривої, що диференціюється, відповідають додатні значення ординат диференціальної кривої, а зменшенню — від'ємні значення;
2) При максимумі кривої, що диференціюється, диференціальна крива переходить через нуль від додатних значень ординат до від'ємних, а при мінімумі — від від'ємних значень ординат до додатних;
3) Точці перегину кривої, що диференціюється, відповідає максимум або мінімум на диференціальній кривій. Аналітитчне дослідження кінематики механізмів
Аналітичне дослідження кінематики механізмів зручно вести з використанням аналогів швидкостей і прискорень, які вперше були використані Ассуром. Це пояснюється тим, що для заданої кінематичної схеми механізму аналоги швидкостей і прискорень залежать тільки від узагальненої координати і не залежать від швидкості руху початкової ланки, тобто кінематичне дослідження можна провадити суто геометричними методами. Крім цього, що дуже важливо, аналоги швидкостей і прискорень дають змогу легко порівнювати закони руху ланок, а звідси й вибрати оптимальний варіант механізму для забезпечення заданих умов роботи.
Узагальненою координатою, як правило, вибирають переміщення початкової ланки (кут 1 повороту кривошипа або лінійне переміщення s1 повзуна).
Як відомо, швидкість будь-якої точки М ланки, що має поступальний рух, є першою похідною від переміщення цієї точки за часом:
(6.4)
Якщо помножити і поділити (6.4) на , одержимо
(6.5)
де , а — аналог лінійної швидкості точки М; 1— кутова швидкість початкової ланки (кривошипа). Тоді рівняння (6.5) можна записати так:
(6.6)
Отже, аналогом швидкостей називають першу похідну від переміщень за узагальненою координатою (1 або s1).
Аналогічно запишемо рівняння (6.6) для кутової швидкості ланки i (обертовий рух):
(6.7)
де — аналог кутової Швидкості ланки.
Як видно з (6.6) і (6.7), аналоги швидкостей чисельно дорівнюють значенням швидкостей відповідних точок або ланок при 1=1, а у загальному випадку є відношеннями швидкостей: Тому їх часто ще називають передаточними функціями.
Таким чином, дійсні значення' швидкостей або дорівнюють добутку кутової швидкості кривошипа на відповідні аналоги швидкостей або .
Прискорення точки М також можна виразити через аналоги прискорень, якщо продиференціювати рівняння (6.6) і (6.7). Тоді:
(6.8)
де — аналог лінійного прискорення точки М;
— аналог кутового прискорення ланки.
Значить, аналогом прискорення називають другу похідну від переміщень за узагальненою координатою.
Якщо початкова ланка обертається з постійною швидкістю (1=const), то кутове прискорення , і залежності (6.8) можна записати так:
(6.9)
У загальному випадку рівняння швидкостей і прискорень будь-якої точки М ланки можуть бути одержані таким чином. Нехай rM є радіусом-вектором, який визначає положення точки М. З теоретичної механіки відомо, що швидкість vM і прискорення аM точки М можуть бути одержані послідовним дворазовим диференціюванням радіуса-вектора rM за часом t. Маємо
(6.10)
де — аналог швидкостей точки М.
Диференціюючи вираз (6.10) за часом t, одержуємо величину прискорення аM точки М. Прискорення аM У загальному випадку складається з чотирьох складових: нормального прискорення, яке направлене вздовж радіуса-вектора rM до його початку; дотичного прискорення, направленого перпендикулярно до rM відносного релятивного прискорення, направленого вздовж rM; коріолісова прискорення, направленого перпендикулярно до rM.
Користуючись рівністю (6.10), одержуємо:
(6.11)
де —аналог прискорень точки М.
Аналоги кутових швидкостей і прискорень є безрозмірними величинами, аналоги лінійних швидкостей і прискорень мають розмірність довжини.
Якщо закон початкової ланки задано у вигляді функції - лінійне переміщення початкової ланки), то знайти аналоги швидкостей і прискорень можна подібним способом.