- •Фгбоу впо «Тюменская государственная сельскохозяйственная академия»
- •Предисловие
- •Введение
- •Основные понятия и определения, принятые в теории механизмов и машин
- •Глава 1.Структура механизмов
- •§ 1.1Классификация звеньев в механизмах
- •§ 1.2Классификация кинематических пар
- •§ 1.3Классификация кинематических цепей
- •§ 1.4Классификация механизмов
- •§ 1.5Степень подвижности пространственных и плоских механизмов
- •§ 1.6Принцип образования механизмов по л.В. Ассуру. Классификация структурных групп по л.В. Ассуру
- •1.6.1 Порядок проведения структурного анализа
- •§ 1.7Пример выполнения структурного анализа шестизвенного механизма
- •Глава 2 кинематическое исследование плоских рычажных механизмов
- •§ 2.1 Основные понятия и определения, принятые в кинематическом анализе
- •§ 2.2 Определение положений и траекторий движения звеньев механизма
- •§ 2.3 Проектирование (синтез) плоских рычажных механизмов
- •2.3.1 Синтез коромыслового механизма по заданному коэффициенту изменения средней скорости Кυ (метод г.Г. Баранова)
- •2.3.2 Синтез кулисного механизма с качающейся кулисой
- •2.3.3 Синтез кулисного механизма с вращающейся кулисой
- •2.3.4Синтез кривошипно-ползунного механизма
- •§ 2.4 Определение скоростей, ускорений и их направлений
- •2.4.1 Определение скоростей и ускорений отдельных точек звеньев механизма
- •2.4.2 Определение скоростей и ускорений методом планов
- •II класса 1 вида
- •Решение.Рассчитывается масштабный коэффициент плана скоростей
- •II класса 3 вида
- •Задача 3. Кинематический анализ структурной группы
- •II класса 2 вида
- •Задача 4. Кинематический анализ структурной группы
- •II класса 4 вида
- •II класса 5 вида
- •2.4.3 Определение перемещений, скоростей и ускорений методом построения кинематических диаграмм
- •Глава 3 динамический анализ плоских рычажных механизмов
- •§ 3.1Силовое исследование плоских рычажных механизмов
- •3.1.1 Классификация сил, действующих на звенья механизма
- •3.1.2 Определение движущих сил. Механические характеристики машин
- •3.1.3 Определение сил тяжести и сил инерции звеньев механизма
- •3.1.3.1 Определение сил тяжести
- •3.1.3.2 Определение сил инерции и моментов от сил инерции
- •3.1.4 Определение реакций в кинематических парах
- •3.1.4.1 Условие статической определимости кинематической цепи
- •3.1.4.2 Порядок проведения силового расчета
- •3.1.4.3 Определение реакций методом планов
- •II класса 2 вида
- •II класса 3 вида
- •II класса 4 вида
- •II класса 5 вида
- •3.1.5 Силовой расчет ведущего звена
- •3.1.6 Определение уравновешивающей силы принципом возможных перемещений
- •3.1.7 Определение уравновешивающей силы с помощью «жесткого» рычага н.Е. Жуковского
- •3.1.8 Кинетостатический (силовой) расчет шестизвенного механизма (пример выполнения)
- •3.1.9 Приведение сил и масс в механизмах
- •3.1.9.1 Приведенные силы и моменты
- •3.1.9.2 Приведенные массы и приведенные моменты инерции.
- •§ 3.2Анализ движения механизмов
- •3.2.1Режимы движения механизмов
- •3.2.2 Механический коэффициент полезного действия (кпд)
- •3.2.2.1. Определение кпд при последовательном соединении
- •3.2.2.2 Определение кпд при смешанном соединении
- •3.2.3 Неравномерность движения механизмов
- •3.2.3.1. Средняя скорость механизма и его коэффициент
- •3.2.3.2 Связь между приведенным моментом инерции, кинетической
- •3.2.3.3 Маховик и его физический смысл
- •3.2.3.4 Приближенный метод определения момента
- •3.2.3.5 Определение момента инерции маховика
- •3.2.3.6 Определение размеров махового колеса
- •3.2.4 Регулирование механизмов
- •3.2.4.1 Типы регуляторов. Задачи регулирования.
- •3.2.4.2. Кинетостатика центробежного регулятора
- •3.2.4.3. Характеристика регулятора
- •3.2.4.4 Устойчивость регулятора
- •3.2.4.5 Нечувствительность регулятора
- •3.2.5 Уравновешивание механизмов
- •3.2.5.1 Задачи уравновешивания
- •3.2.5.2 Уравновешивание вращающихся масс,
- •3.2.5.3 Уравновешивание вращающихся масс,
- •3.2.5.4 Полное и частичное уравновешивание результирующей
- •1 Определение общего центра тяжести механизма
- •2 Частичное уравновешивание результирующей силы инерции
- •3 Полное уравновешивание результирующей силы инерции
- •§3.3Трение в механизмах
- •3.3.1 Виды трения. Закон Амонтона - Кулона
- •3.3.2 Трение в поступательной кинематической паре
- •3.3.3 Трение клинчатого ползуна
- •3.3.4 Трение в винтовой кинематической паре
- •3.3.5 Трение во вращательной кинематической паре
- •Глава 4синтез механизмов с высшими кинематическими парами
- •§ 4.1Синтез кулачковых механизмов
- •4.1.1 Применение и классификация кулачковых механизмов
- •4.1.2 Основные понятия и определения, связанные с профилем кулачка
- •4.1.3 Силовое исследование кулачкового механизма
- •4.1.4Закон движения толкателя и его выбор
- •1 Линейный закон движения толкателя
- •3 Косинусоидальный закон
- •4 Синусоидальный закон
- •5 Трапецеидальный закон
- •6Линейно – убывающий закон
- •4.1.5 Порядок проведения синтеза кулачкового механизма
- •4.1.6 Синтез кулачкового механизма с центральным
- •4.1.7. Синтез кулачкового механизма со смещенным
- •4.1.8 Синтез кулачкового механизма с качающимся
- •4.1.9 Синтез кулачкового механизма с плоским
- •§ 4.2Синтез зубчатых механизмов
- •4.2.1 Классификация зубчатых механизмов (передач)
- •4.2.2 Основной закон зацепления
- •4.2.3 Передаточное отношение цилиндрических редукторов
- •4.2.4 Внешнее эвольвентное зацепление
- •4.2.4.1 Эвольвента и ее свойства
- •4.2.1.4 Свойства эвольвенты
- •4.2.4.2. Геометрические элементы зубчатых колес
- •4.2.4.3. Построение эвольвентного внешнего зацепления
- •4.2.4.4 Линия зацепления. Дуга зацепления. Коэффициент перекрытия
- •4.2.4.5 Коэффициент удельного скольжения зубьев
- •4.2.4.6 Методы обработки цилиндрических зубчатых колес
- •4.2.4.7 Подрезание профилей зубьев при изготовлении.
- •4.2.4.8 Минимальная сумма зубчатых колес
- •4.2.4.9 Корригирование зубчатых колес
- •4.2.5 Внутреннее эвольвентное зацепление
- •4.2.6 Циклоидальное зацепление
- •4.2.7 Зацепление м.Л. Новикова
- •4.2.8 Многозвенные зубчатые механизмы
- •4.2.8.1 Многозвенные механизмы с неподвижными осями
- •4.2.8.2 Многозвенные механизмы с подвижными осями
- •4.2.8.3 Кинематика планетарных редукторов
- •4.2.8.4 Особенности проектирования планетарных редукторов
- •5 Приложения
- •Литература
- •Содержание
- •Глава 3. Динамический анализ плоских рычажных механизмов
- •§ 3.1. Силовое исследование плоских рычажных механизмов 48
- •§ 3.2.Анализ движения механизмов 73
- •§3.3. Трение в механизмах 111
- •Глава 4. Синтез механизмов с высшими кинематическими парами
- •§ 4.1.Синтез кулачковых механизмов 119
- •§ 4.2. Синтез зубчатых механизмов 137
4.2.8.4 Особенности проектирования планетарных редукторов
Проектирование зубчатых механизмов заключается в подборе основных размеров колес и числа их зубьев по заданному общему передаточному отношению U31Н.
При проектировании планетарных редукторов должны учитываться следующие условия:
условие соосности;
условие соседства сателлитов;
условие сборки;
заданное передаточное отношение;
заданный модуль m;
отсутствие заклинивания колес передачи.
Кроме того, для стандартных колес необходимо, чтобы отсутствовало подрезание зубьев, а для внутреннего зацепления отсутствовала интерференция зубьев. При этом необходимо выполнение следующих условий:
количество чисел зубьев 1-го колеса с внешним венцом должно быть не менее 17 (z1 ≥ 17);
количество чисел зубьев 3-го колеса с внутренним венцом должно быть не менее 85 (z3 ≥ 85);
числа зубьев колес z1 и z3 должны быть одинаковой четности.
Условие соосности необходимо, чтобы оси колес z1 и z3 располагались на одной оси, благодаря чему обеспечивается зацепление сателлитов с центральными колесами. Для планетарного редуктора с центральным колесом (рисунок 4.39, а) необходимо выполнение условия:
r1+2r2 =r3илиz1+ 2z2 =z3. (4.59)
Для дифференциального редуктора (рисунок 4.39, б) условие соосности имеет вид
z1+z2 =z3-z2. (4.60)
Условие соседства– условие совместного размещения нескольких сателлитов по общей окружности в одной плоскости. В редукторах для уменьшения нагрузок на зубья колес, с целью уменьшения габаритов, и из условий требований к динамической уравновешенности водила, устанавливают не один, а несколько сателлитов. Эти сателлиты устанавливаются под равными углами в одной плоскости и радиусы окружностей выступов сателлитов не должны пересекаться. На рисунке 4.42 показаны сателлиты 2 и 2''' в предельном соседстве, когда окружности их головок радиусовRa2иRa3. Из треугольникаАВС следует: чтобы радиусы окружностей выступов не соприкасались, необходимо соблюдения следующего неравенства:
.(4.61)
где k– число сателлитов.
Рисунок 4.42 - К подбору сателлитов
Условие сборки(собираемости) – при равных углах между сателлитами учитывается необходимость одновременного зацепления всех сателлитов с центральными колесами при симметричной геометрии зон зацепления. После установки первого сателлита подвижное центральное колесо принимает строго определенное положение. И если не выполнить некоторых требований, то при установке следующих сателлитов их зубья могут не оказаться точно против впадин одного из центральных колес и тогда осуществить сборку механизма невозможно. При сборке планетарного редуктора первый поставленный сателлит полностью определяет взаимное расположение центральных колес. Условие сборки является проверкой условий соосности и соседства:
, (4.62)
где k– число теоретически возможных сателлитов, С - некоторое (целое!) число. Числа зубьев должны быть подобраны так, чтобы число сателлитовkполучилось целым. Уравнения (4.61) и (4.62) нужно учитывать одновременно. Также необходимо, чтобы числа зубьевz1иz3имели одинаковую четность.
Пример 1. Подобрать числа зубьевz1,z2иz3для передачи (рисунок 4.39,а) с передаточным отношениемU1H =5,6 и определить количество сателлитовk.
Задаемся числом зубьев z1, из рядаz1 =17, 18, 19, 20…
Пусть z1 =18. Число зубьевz3найдем из выражения (4.54):
U1H(3)-1=z3/z1, откудаz3=z1(U1H-1)=18(5,6-1)=82,8.
Условие z3 ≥zmin=85 не выполняется, поэтому задаемся новым числом зубьевz1. Пустьz1=19, тогда
z3=z1(U1H-1)=19(5,6-1)=87,4.
Округляем z3до целого, чтобыz3было бы одинаковой четности сz1, т.е.z3=87. Из условия соосности (4.59) найдемz2
z2=(z3-z1)/2=(87-19)/2=34.
Из условия соседства (4.61) определяем возможное число сателлитов в механизме
k≤≤≤ 4,2.
Значит, для этого механизма число сателлитов может быть взято равное 2, 3 и 4. Принимаем k= 4. Проверяем условие сборки из выражения (4.62)
(z1+z3)/k=C, (19+87)/4=26,5.
Число в ответе получилось не целое, значит, при этих числах зубьев механизм без натягов не соберется. Назначаем новое число z1. Пустьz1=20, тогда
z3=z1(U1H-1)=20(5,6-1)=92,z2=(z3-z1)/2=(92-20)/2=36.
Находим возможное число сателлитов из условия (4.61)
k≤≤4,2.
Принимаем k= 4 и проверяем условие сборки по формуле (4.62)
.
Тогда (20+92)/4 = 28.
Все условия выполняются, значит, окончательно принимаем
k = 4, z1 = 20, z2 = 36, z3 = 92.
Пример 2(рисунок 4.39, б). Подобрать числа зубьевz1,z2,z2 иz3для передачи с передаточным отношениемU1H =10,18 и определить количество сателлитовk. Из выражения (4.52) находим
=U1Н -1=10,18-1=9,18.
Передаточное отношение многоступенчатых редукторов равно произведению передаточных отношений отдельных ступеней (4.22)
U1n=U12∙U23∙…∙U(n-1)n.
Согласно выражению (10) находим
z2/z1=U12H,z3/z2'=U23H.
Пусть U12H=3, значит,U23H=9,18/3=3,06. Тогдаz2=3z1иz3=3,06z2'. Задаемся числом зубьевz1. Из условия (►2.) (см. выше)z1нужно выбирать из ряда 17, 18, 19, 20…. Пустьz1=17, тогдаz2 = 3·17 = 51. Запишем условие соосности (4.57)
z1 +z2 =z3 -z2'.
Из условия (4.57) найдем z2:
17+51 = 3,06 z2'-z2', т.е. 68 = 2,06z2'.
Откуда z2’= 33,0097. Принимаемz2'=33, тогдаz3=3,06·33=100,98. Округляемz3до целого, чтобыz3было бы одинаковой четности сz1, т.е. принимаемz3 = 101. Определяем число сателлитов
k≤≤ 3,515.
Значит, в схеме механизма может быть либо 2, либо 3 сателлита. Принимаем k=3. Проверяем, возможна ли сборка механизма по условию:
,
тогда (17+101)/3=39,33 - число не целое, значит, механизм без натягов не может быть собран. Назначаем новое число зубьев z1=18, тогдаz2=3·18=54. Из условия соосности (4.57) найдем
z2'·2,06z2'=18+54=72,z2'=34,95.
Принимаем z2'=35, тогда
z3=3,06z2'=3,06·35=107,1.
Принимаем z3=108, чтобыz3было бы одной четности сz1. Определяем возможное число сателлитовk
k≤≤ 3,6,
т.е. получим тот же результат, что и при z1=17. Проверяем возможность сборки из условия (4.62)
,
тогда (108+18)/3=42. Число в ответе целое, значит, сборка механизма возможна.
Итак, окончательно имеем: k=3, z1=18, z2=54, z2'=35, z3=108.
Пример 3. Определить число зубьев 2-го колесаz2и количество сателлитовk, если заданы числа зубьевz1=20,z3 = 70 (рисунок 4.39,а).
Решение. Из условия соосности (4.59) имеем
z2 = (z3-z1)/2 = (70-20)/2 = 25.
По условию соседства (4.60), получаем
т.е. число сателлитов должно быть не более k ≤ 4. И, наконец, из условия сборки (4.61), имеем:
.
Так как числа kиСдолжны быть целыми, то при выбореk = 4условие (4.61) не может быть удовлетворено. Условию сборки удовлетворяет число сателлитовk= 3. Тогда С = 30.
Итак, z2 = 25 и k = 3.
Если задан модуль, можно также определить радиусы окружностей и межосевое расстояние (таблица 4.2).
Вопросы для самоконтороля
Чему равна степень свободы планетарного механизма, дифференциального механизма?
В чем заключается метод обращения движения и где он используется?
Напишите формулу Виллиса и поясните, для определения передаточного отношения каких механизмов можно ее использовать?
Напишите условие соосности для простейших схем планетарных механизмов.
Напишите условия соседства и сборки и поясните их физический смысл.
Мы рассмотрели основные задачи кинематического и динамического анализа, а также синтез типовых рычажных, кулачковых и зубчатых механизмов. В данном пособии не рассматривается проектирование механизмов с использованием ЭВМ и компьютерных программ. Этому вопросу посвящены отдельные издания по теории механизмов и машин (см. источники [8], [9]).