- •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
Склавши почленно залежності (16.9), після перетворень дістанемо
Оскільки ліва частина цієї рівності має бути лише цілим числом, то й права частина також повинна бути цілим числом при будь-яких значеннях k. Це можливо, якщо . За цієї умови матимемо
(16.10)
де — довільне ціле число.
Рівняння (16.10) і є умовою складання для даного механізму. З цієї умови випливає, що для складання передачі необхідно, щоб сума чисел зубів центральних коліс 1 і 3 була кратною числу сателітів.
Якщо ведучою ланкою є колесо 1, передаточне відношення планетарного механізму, який розглядаємо, матиме вигляд
(16.11)
де
Отже, значення передаточного відношення однієї передачі завжди додатне й більше одиниці, тому колесо 1 і водило Н обертаються в одному напрямку, й передача служить для зменшення частоти обертання вихідної ланки — водила Н — і для збільшення частоти обертання колеса 1 при веденому водилі Н. З формули (16.11) знаходимо
(16.12)
Підставивши значення в рівняння (16.8) і (16.10), відповідно матимемо
(16.13)
(16.14)
Зіставляючи рівняння (16.12), (16.13) і (16.14), дістанемо загальне рівняння для визначення чисел зубів даного планетарного механізму
(16.15)
Виходячи з раніше вказаних вимог найменших габаритів і усунення підрізання, задаємо число зубів найменшого центрального колеса 1 і, користуючись рівнянням (16.15), знаходимо числа зубів решти коліс. Вибране число зубів колеса із внутрішніми зубами треба перевірити на відсутність інтерференції зубів, а всю передачу — на умову сусідства (16.6).
Лекція 17 основна теорема зубчастого зачеплення
Однією з найважливіших умов роботи зубчастого зачеплення є збереження за час контакту пари зубів заданого передаточного відношення, тобто щоб початкові кола котились одне по одному без ковзання.
Необхідно встановити, яким вимогам повинні задовольняти спряжені профілі зубів, щоб забезпечити цю умову.
Розглянемо пару зубчастих коліс (рис. 17.1), що перебувають у зачепленні. Нехай перше колесо є вхідним і обертається навколо нерухомої осі О1 зі сталою швидкістю ω1, а друге — вихідне, його кутова швидкість ω2, вісь обертання — O2. Точку контакту зубів позначимо через К, а її відстані від осей обертання — відповідно R1 і R2. При таких параметрах швидкість точки K першого колеса і спрямована перпендикулярно до радіуса R1; другого колеса перпендикулярна до радіуса R2.
Розкладаємо вектори цих швидкостей на дві складові, які спрямуємо вздовж спільної нормалі N—N, проведеної до профілів зубів через точку К, і вздовж спільної дотичної t—t, що також проходить через точку К.
Рис. 17.1
Розглянемо складові швидкості точки К на спільну нормаль i встановимо зв'язок між ними. Ці складові повинні бути рівними між собою ( = ); в інших випадках, якщо > , зуб першого колеса повинен проникнути в зуб іншого колеса, що неможливо; якщо < , зуб першого колеса повинен відставати від зуба другого колеса і тим самим повинен порушуватися контакт, але цьому заважають зовнішні сили.
Отже, для забезпечення безперервного контакту пари зубів необхідно, щоб проекції швидкостей точки контакту зубів на спільну нормаль були рівні між собою.
Із подібності трикутників О1B1К i КК1K1 та О2B2К і КК2К2 складемо пропорції:
звідки:
(17.1)
Враховуючи, що в цих рівностях ліві сторони тотожні, справедлива рівність:
звідки можна записати залежність для передаточного відношення:
(17.2)
Нормаль N—N перетинає лінію центрів О1O2 у точці П, яка називається полюсом зубчастого зачеплення. Із подібності трикутників О1B1П і О2B2П маємо:
(17.3)
Тоді рівняння (17.2) можна записати у вигляді:
(17.4)
Рівність (17.4) виражає зміст основної теореми зачеплення (теореми Вілліса): активні профілі зубів двох коліс повинні бути побудовані так, щоб нормаль у точці їх дотику в будь-який момент зачеплення проходила через точку П (полюс зачеплення), що ділить лінію центрів у відношенні, обернено пропорційному передаточному відношенню.
Відстань між точками O1 і O2 визначає міжосьову відстань
При змінному значенні передаточного відношення i12 полюс зачеплення П займає на лінії центрів О1О2 змінне положення, що спостерігається в зубчастих механізмах із некруглими колесами. При сталому значенні і12 полюс зачеплення завжди знаходиться в одній і тій самій точці П на лінії О1О2.
Якщо кутові швидкості 1 і 2 мають різні знаки, то і12 < 0 і, полюс зачеплення П лежить між точками О1 і О2. Цей вид зачеплення називається зовнішнім. Якщо кутові швидкості 1 і 2 мають один знак, то і12 > 0 і полюс зачеплення П лежить за межами відрізка О1О2 (див. рис. 17.1). Такий вид зачеплення називають внутрішнім.
Теоретично для забезпечення основної теореми зачеплення профілі зубів можна побудувати різними кривими. У техніці (особливо в машинобудуванні) найбільш поширений евольвентний профіль зубів, рідше використовується циклоїдне зачеплення (здебільшого в приладобудуванні та годинниковій промисловості).