- •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
Геометричні та кінематичні умови існування передачі
Профілі зубів, їх розташування відносно ділильного кола, розміри зубів за висотою та їх товщина на кожному зубчастому колесі, а отже, і властивості самої передачі, однозначно визначаються сукупністю значень трьох величин: коефіцієнтів зміщень , і кута нахилу лінії зуба . Вибір потрібних значень цих величин для конкретної зубчастої передачі ( , , т) — один із перших і важливих етапів її проектування. Невдалий вибір цих параметрів ( , , ) може призвести до погіршення кінематичних і міцністних характеристик передачі або навіть до неможливості перетворення руху за заданим законом.
Розглянемо явища, при яких неможлива реалізація запланованих кінематичних функцій передачі, і виведемо залежності, які описують їх. Ці залежності дозволяють сформулювати умови, які повинні задовольняти вибрані значення , і , щоб вказані явища були відсутні, тобто сформулювати умови існування передачі.
До таких умов належать:
1) Забезпечення плавності роботи зубчастої передачі;
2) Усунення підрізання зубів;
3) Усунення загострення зубів;
4) усунення інтерференції зубів.
Коефіцієнт перекриття
Плавність роботи зубчастої передачі характеризується коефіцієнтом перекриття. Для його визначення розглянемо пару зубчастих коліс, які перебувають у зачепленні. Нехай зубчасті колеса обертаються так, як показано на рис. 19.3 Зуби при цьому будуть стикатися між собою по загальній нормалі NN, проведеній через точки контакту зубів. Причому зуби входять у контакт у точці , а виходять з контакту у точці . Ці два положення бічних профілів зубів зображено на рисунку: для шестірні — лініями 1, для колеса — лініями 2. Лінія NN називається лінією зачеплення. Частину цієї лінії між точками дотику і з основними колами, як уже відомо, називають теоретичною лінією зачеплення, а відрізок , що відсікається від лінії зачеплення колами виступів, активною лінією зачеплення. Активна лінія зачеплення є геометричним місцем точок контакту двох спряжених профілів. За межами лінії контакт між зубами відсутній, оскільки він лежить за межами габаритів зубчастих коліс. Чим більша довжина активної лінії зачеплення відносно кроку евольвентного зачеплення , тим вища плавність роботи передачі.
Рис. 19.3
Під кроком евольвентного зачеплення розуміють відстань між двома контактними точками однойменних головних профілів двох сусідніх зубів. Оскільки однойменні профілі двох сусідніх зубів є еквідистантними кривими, відстань між якими визначається основним коловим кроком , маємо:
(19.1)
Точки і визначають також величину активного (робочого) профілю зубів. Оскільки за межами лінії контакту між зубами коліс немає, точка є найближчою до центра обертання точкою контакту профілю зуба шестірні, а найвіддаленішою від центра , є точка . Отже, частина бічного профілю зуба шестірні є активною, у колеса активним є профіль (на рис. 19.3 активні профілі зубів позначені подвійними лініями). Характерно, що довжина активного профілю на головці зуба більша, ніж на спряженій ніжці зуба ( ). Нерівності ділянок профілів, які проходять контактні точки ніжки та головки зуба за однакові проміжки часу (у полюсі зачеплення П точки і збігаються), вказує на наявність відносного ковзання зубів, причому ніжка зуба перебуває у більш напруженому стані і більше спрацьовується.
Плавність робота зубчастої передачі характеризується повним коефіцієнтом перекриття, під яким розуміють відношення кута перекриття до кутового кроку , тобто
(19.2)
де — кут перекриття; — центральний кут зубчастого колеса, що відповідає кроку зубчастого колеса.
Кутом перекриття називають кут повороту зубчастого колеса від положення входу зуба у зачеплення до його виходу із зачеплення. Для колеса прямозубої циліндричної передачі (рис. 19.3) , у косозубих передачах цей кут буде більшим від за рахунок нахилу зубів на кут .
Практично коефіцієнт перекриття показує число пар зубів, що перебувають одночасно у зачепленні. Наприклад, якщо , то зачеплені між собою одночасно одна або дві пари зубів, причому дві пари ( > 1) — 57 % часу, одна пара — 43 %.
Коефіцієнт перекриття повинен бути більшим від одиниці, Інакше порушується плавність роботи передачі (співудари зубів, контакт кромками вершин). Чим вищий коефіцієнт перекриття, тим плавніше працює зубчаста передача, тим більша її несуча здатність. Внаслідок можливої неточності монтажу та спрацювання зубів коефіцієнт перекриття може виявитися меншим за розрахунковий, тому рекомендується вибирати мінімальним коефіцієнт перекриття .
Коефіцієнт перекриття можна також виразити як відношення дуги зачеплення до колового кроку , тобто . Зрозуміло, що для забезпечення плавної роботи передачі дуга зачеплення повинна бути більша від кроку ( ).
Дугами зачеплення називають частину початкових кіл, які перекочуються одна по одній за час контакту пари зубів. Взагалі кажучи, дугу зачеплення і коловий крок можна знаходити на будь-якому іншому колі зубчастих коліс (вершин, ділильному, основному тощо).
Картину зачеплення у рейковому та внутрішньому зачепленнях зображено на рис. 19.4. На рис. 19.3 і 19.4 дуги зачеплення позначені для шестірні літерами ее, колеса (рейки) - . Дуга перекриття у косозубих зубчастих передачах більша, ніж у прямозубих, на величину . Це видно з розгортки початкової поверхні косозубого колеса (рис. 19.4,в), на якій зображені лінії зубів на початку і в кінці контакту пари зубів.
Повний коефіцієнт перекриття є сумою торцевого коефіцієнта перекриття й осьового коефіцієнта перекриття , тобто
(19.3)
Торцевим коефіцієнтом перекриття називають відношення довжини активної лінії зачеплення до кроку евольвентного зачеплення, тобто:
(19.4)
Довжина активної лінії зачеплення визначається з рис. 1:
Остаточно:
(19.5)
Підставивши значення (9.67), (9.63) у відношення (9.66), одержимо залежність для визначення коефіцієнта торцевого перекриття:
(19.6)
Рис. 19.4