- •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
Ковзання профілів зубів
Розглянемо тепер інші складові швидкості точки контакту — i . Ці складові не рівні між собою, інакше повинні бути рівні між собою швидкості і як за величиною, так і за напрямком. Як видно з рис. 17.1, така рівність можлива лише в одному положенні механізму, коли точка К контакту зубів буде збігатися з полюсом П. Для всіх інших положень ланок передачі . В результаті цього має місце відносне ковзання профілів зубів у напрямку їх спільної дотичної t–t. Причому, чим далі знаходиться точка К від полюса зачеплення, тим більша швидкість ковзання. Ковзання зубів є основною причиною втрат енергії на тертя спрацювання.
Як видно з рис. 17.1, швидкість ковзання профілів зубів:
(17.5)
Можна показати, що для зовнішнього зачеплення:
(17.6)
для внутрішнього зачеплення:
(17.7)
Отже, чим далі розташована точка контакту К відносно полюса зачеплення П, тим більша швидкість ковзання.
При одній і тій самій швидкості ковзання спрацювання у спряжених профілях може бути різним. Для кількісної оцінки спрацювання вводиться поняття питомого ковзання зубів, під яким розуміють відношення швидкості ковзання точки контакту зубів до дотичної складової швидкості точки контакту відповідного колеса (і = 1; 2), тобто:
(17.8)
Для побудови діаграм питомого тиску можна використати такі формули [Курсовое проектирование по теории механизмов и машин под ред. А.С. Кореняко]:
(17.9)
де: е = В1В2 — довжина теоретичної лінії зачеплення (див. рис. 17.1);
i12 = 1 /2 = z2 / z1; i21 = 2 /1 = z1 / z2;
x – відстань від точки B1 дотику лінії зачеплення з основним колом першого колеса, яку відраховуємо у напрямку до точки В2.
На рис. 17.2 показано приклади діаграм питомого ковзання . При цьому треба враховувати, що кут повороту зубчастого колеса пропорційний відрізкам лінії В1B2.
Рис. 17.2
У полюсі зачеплення питоме ковзання дорівнює нулю, отже, профілі перекочуються один по одному без ковзання.
На початкових головках зубів, що розташовані між колом вершин і початковим колом, питоме ковзання невелике; на початкових ніжках (між початковим колом і колом западин) питоме ковзання значно більше, ніж на початкових головках. На початковій ніжці першого колеса (шестерні) питоме ковзання значно більше, ніж на початковій ніжці іншого колеса. Це означає, що спрацювання ніжки зуба шестерні при роботі передачі буде значно більшим, ніж спрацювання початкової ніжки зуба колеса.
Лекція 18 властивості і рівняння евольвенти кола
Для побудови головного профілю зубів циліндричних зубчастих коліс, що використовуються в машинобудуванні, найперше застосовується евольвентний профіль. Плоскою евольвентою кола називають траєкторію будь-якої точки, наприклад А (рис. 1), прямої лінії, яка перекочується без ковзання по колу радіуса rb; таке коло називають еволютою, або основним колом, а пряму — твірною прямою.
Рис. 18.1
Побудова евольвенти кола зображена на рис. 1. Проводимо до основного кола твірну пряму, яка дотикається до нього у точці A0. Потім перекочуємо твірну пряму по основному колу без ковзання. Для цього від точки А0 відкладаємо на твірній прямій ряд однакових відрізків А0-1, 1-2, 2-3 і т. д. На основному колі від цієї ж точки відкладаємо дуги і т. д., що дорівнюють цим відрізкам.
При перекочуванні прямої по колу без ковзання точка 1 збігається з точкою 1, точка 2 — з точкою 2' і т. д. Проведемо через точки 1, 2', 3' і т. д. дотичні до кола (для точної побудови дотичної слід спочатку провести радіус у відповідну точку, а потім провести до нього перпендикуляр) і відкладаємо на них з точок дотику відрізки 1—А1, 2'—А2, 3'—А3 і т. д., що дорівнюють відповідно відрізкам прямої А0—1, А0—2, А0—3 і т. д. (або дугам і т. д.). З'єднуючи точки А0, А1, А2 і т. д. плавною кривою, одержуємо евольвенту.
Широке використання евольвенти при проектуванні профілів зубів пояснюється низкою важливих властивостей.
Відмітимо основні властивості евольвенти:
1. Твірна пряма завжди нормальна до евольвенти. Дійсно, точка дотику твірної прямої з основним колом є при утворенні евольвенти миттєвим центром обертання твірної прямої, а тому відповідні відрізки (1—А1, 2'—А2, 3'—А3, і т. д.) є миттєвими радіусами кривизни евольвенти. Оскільки радіус кривизни завжди розміщений нормально до кривої, то твірна пряма завжди нормальна до евольвенти.
2. Евольвента є кривою без перегинів, що дуже важливо при виготовленні різального інструмента.
3. Форма евольвенти залежить тільки від радіуса основного кола, тобто не залежить від параметрів спряженого колеса — це дає змогу використовувати евольвентні зубчасті колеса в коробках передач, тобто у механізмах зі змінними зубчастими колесами, у яких з одним колесом можуть входити у зачеплення колеса з різним числом зубів.
Рис. 18.2