- •Балтийский государственный технический университет «военмех» им. Д.Ф. Устинова
- •В.Ю. Лавров Введение в теорию механизмов и машин Учебное пособие
- •Содержание
- •Введение
- •1. Структурный анализ и синтез рычажных механизмов
- •1.1. Основные определения
- •1.2. Число степеней свободы механизма
- •1.3. Структурные группы
- •1.4. Структурный синтез механизмов с помощью групп Ассура
- •1.5. Диагностика наличия пассивных связей
- •1.6. Элементы метрического синтеза рычажных механизмов
- •Математически это можно выразить следующим образом. Если выполняются условия:
- •Если выполняются условия:
- •2. Кинематический анализ рычажных механизмов
- •2.1. Постановка задачи
- •2.2. Кинематика входных механизмов
- •2.2.1. Кривошип
- •2.2.2. Ползун
- •2.2.3. Качающийся ползун
- •2.3. Аналитические зависимости кинематического анализа для структурных групп, связанных со стойкой
- •2.3.1. Трёхшарнирная структурная группа
- •2.3.2. Структурная группа "шатун - ползун"
- •Уравнение замкнутого векторного контура:
- •2.3.3. Кулисные структурные группы
- •2.3.4. Структурная группа "шарнир – ползун – ползун"
- •2.3.5. Структурная группа "ползун – шарнир – ползун"
- •2.4. Метод преобразования координат
- •2.5. Общая последовательность кинематического анализа
- •2.6. Передаточные функции, передаточное отношение
- •2.6.1. Передаточная функция
- •2.6.2. Передаточное отношение
- •2.7. Графо-аналитический метод планов2
- •3. Кулачковые механизмы
- •3.1. Классификация
- •3.2. Основные геометрические параметры кулачковых механизмов
- •3.3. Фазы работы кулачковых механизмов. Фазовые и конструктивные углы
- •3.4. Выбор закона движения выходного звена
- •3.4.1. Позиционные механизмы
- •3.4.2. Функциональные механизмы
- •3.5. Угол давления в кулачковых механизмах
- •3.6. Связь между углом давления и основными геометрическими параметрами кулачкового механизма
- •3.6.1. Механизм с толкателем центрального типа
- •Для надежного определения rOmin по формуле (3.7) rOmin I должны быть вычислены с достаточно мелким шагом по углу поворота кулачка.
- •3.6.2. Механизм с толкателем при наличии эксцентриситета
- •3.7. Определение основных геометрических параметров
- •3.7.1. Механизмы с толкателем и роликом или с заостренным толкателем
- •3.7.2. Механизмы с плоским толкателем
- •3.7.3. Механизмы с коромыслом и роликом
- •3.7.4. Механизмы с плоским коромыслом
- •3.8. Расчет профиля кулачка
- •3.8.1. Механизмы с толкателем и роликом или с заостренным толкателем
- •3.8.2. Механизмы с плоским толкателем
- •3.8.3. Механизмы с коромыслом и роликом
- •3.8.4. Определение радиуса ролика
- •4. Зубчатые механизмы
- •4.1. Классификация Зубчатые – это, наверное, самый широко распространенный класс механизмов. Большое разнообразие этих механизмов можно классифицировать следующим образом.
- •4.2. Основная теорема зацепления
- •4.3. Основные параметры эвольвентного зацепления
- •4.4. Теоретический и рабочий участок линии зацепления, зоны одно- и двупарного зацепления, коэффициент перекрытия
- •4.5. Методы изготовления зубчатых колес
- •4.5.2. Метод обкатки
- •Тогда ( 4.11 )
- •4.7.2.2. Гиперболоидные зубчатые передачи
- •Винтовая передача
- •Червячная передача
- •4.8. Кинематический анализ зубчатых механизмов
- •4.8.1. Рядные механизмы
- •4.8.2. Механизмы с промежуточными колесами
- •4.8.3. Планетарные зубчатые механизмы
- •4.8.4. Волновые зубчатые механизмы
- •4.8.5. Определение передаточных отношений сложных зубчатых механизмов
- •4.9. Силовой расчет зубчатых механизмов
- •4.9.1. Расчет крутящих моментов на валах
- •4.9.2. Усилия в зацеплениях
- •4.9.3. Определение реакций в опорах валов
- •4.10. Кпд зубчатых механизмов
- •4.10.1. Кпд зубчатых механизмов с неподвижными осями колес
- •4.10.2. Кпд планетарных зубчатых механизмов
- •4.11. Дифференциальные зубчатые механизмы
- •5. Силовой расчет рычажных механизмов
- •5.1. Постановка задачи
- •5.2. Общий порядок силового расчета
- •5.3. Внешние силы
- •5.4. Определение реакций в кинематических парах структурных групп
- •5.4.1. Аналитическое решение
- •5.4.1.1. Трёхшарнирная структурная группа
- •5.4.1.2. Структурная группа "шатун – ползун"
- •5.4.1.3. Кулисные структурные группы
- •5.4.1.4. Структурная группа типа "шарнир – ползун – ползун"
- •5.4.1.5. Структурная группа "ползун – шарнир – ползун"
- •5.4.2. Графо-аналитическое решение задачи силового расчёта
- •5.5. Силовой расчет кривошипа
- •5.5.1. Одноколенный кривошип
- •5.5.1.1. Силовой расчет кривошипа при передаче крутящего момента
- •5.5.1.2. Силовой расчет кривошипа при передаче крутящего момента
- •5.5.2. Двухколенный кривошип
- •5.5.2.1. Крутящий момент на кривошип передаётся через зубчатую или фрикционную пару
- •5.5.2.2. Крутящий момент на кривошип передается через планетарный или волновой механизм
- •6. Уравновешивание механизмов
- •6.1. Постановка задач
- •6.2. Уравновешивание роторов
- •6.2.1. Уравновешивание роторов при известном расположении неуравновешенных масс
- •6.2.2. Уравновешивание роторов при неизвестном расположении неуравновешенных масс
- •Производят второй разгон ротора, дают выбег и замеряют амплитуду резонансных колебаний. Обозначим ее: a1.
- •7.2. Метод приведения
- •7.3. Приведение сил и моментов
- •7.4. Приведение масс и моментов инерции
- •7.5. Уравнение движения
- •7.6. Анализ уравнения движения
4.7.2.2. Гиперболоидные зубчатые передачи
Геометрическое место положений мгновенных осей вращения называют аксоидом. В зубчатой передаче со скрещивающимися осями колес при постоянном передаточном отношенииаксоидами относительного движения являются однополюсные гиперболоидывращения. Поэтому зубчатые передачи со скрещивающимися осями колес называют гиперболоидными.
Винтовая передача
Эта передача состоит из двух эвольвентных цилиндрических косозубых колес (рис. 4.12), оси которых скрещиваются в общем случае под произвольным углом . Межосевой угол
= W1 W2
где – углы наклона линий зубьев (винтовых линий) по начальным цилиндрам; знак “+” соответствует одноименному направлению винтовых линий, “–” – разноименному.
В частном случае ортогональной передачи =W1 W2 = 90O.
Как для любых косозубых колес в данном случае различают торцевой ptи нормальныйpnшаг зацепления
pn = pt/cosW
На рис. 4.12бпостроен план скоростей для контактной точки, совпадающей с полюсом зацепления “w”.
Из pvnv1: vn = v1 cos W1
из pvnv2: vn = v2 cos W2
Следовательно: v1cosW1 =v2cosW2
или 1R1 cos W1 = 2 R2 cos W2
Тогда передаточное отношение:
( 4.18 )
Отметим, что для данного механизма передаточное отношение зависит не от 2-х, а от 4-х параметров.
Червячная передача
Эта передача применяется для передачи вращения между валами с перекрещивающимися валами, когда угол скрещивания = 90O(рис. 4.13). Червячная передача – это частный случай винтовой. Здесь угол наклона зубьев 1-го колеса весьма велик:W1 = 80O… 88O. При этом винтовая линия зуба 1-го колеса несколько раз опоясывает делительный цилиндр. Такое колесо называютчервяком, а такие зубья называют витками или нитками. Каждый виток имеет начало на торце колеса, и его называютзаходом(a1). Количество заходов червяка является аналогом количества зубьев на колесе.
Сопряженное с червяком колесо называется червячным колесом. Т.к. =W1 +W2 = 90O, то уголW2 мал и червячное колесо приближается к цилиндрическому. Для червяка угол подъема винтовой линии=W2.
Геометрические соотношения в червяке
Количество заходов: a1 = 1 … 4;
d1 –диаметр начального цилиндра;
pa – осевой шаг червяка: расстояние двумя одноименными точками двухсоседнихпрофилей, измеренное вдоль оси червяка;
h1=a1pa– ход червяка: расстояние двумя одноименными точками соседнихпрофилей витка.
Развернем виток червяка на плоскость в пределах одного поворота (рис. 4.13в).
где q– коэффициент диаметра червяка.
Передаточное отношение:
На рис. 4.13г представлен план скоростей, соответствующий этому векторному уравнению.
Тогда
Диапазон передаточных отношений червячной передачи весьма широк i12= 20 …200, но КПД, вследствие большого скольжения, довольно низок.
4.8. Кинематический анализ зубчатых механизмов
Применительно к зубчатым механизмам кинематический анализ сводится к определению их передаточных отношений.
4.8.1. Рядные механизмы
Пример механизма типа простой зубчатый ряд представлен на рис 4.14а. Определим его передаточное отношение, применив искусственное преобразование.
( 4.19 )
где k – количество внешних зацеплений.
Обобщая формулу (4.19) на произвольное число ступеней “n”, получим:
( 4.20 )
Таким образом, передаточное отношение механизма типа простой зубчатый ряд равно произведению передаточных отношений ступеней.
Этот вывод можно еще более обобщить: при последовательном соединении механизмов общее передаточное отношение равно произведению передаточных отношений соединяемых механизмов.