- •МЕХАНИКА МАШИН
- •1.1. Структура машинного агрегата
- •1.4. Управление движением машинного агрегата
- •СТРОЕНИЕ МЕХАНИЗМОВ
- •2.1. Основные определения
- •2.2. Кинематические пары и соединения
- •2.5. Структурный синтез механизмов
- •2.6. Классификация механизмов
- •КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ МЕХАНИЗМОВ
- •3.1. Основные понятия
- •tgfa
- •3.6. Примеры графического исследования механизмов
- •pc = fivVB\ Р'Ь" = цайв', Ь"Ь'= цаагВ-
- •3.7. Кинематические характеристики плоских механизмов с высшими парами
- •3.8. Кинематические характеристики пространственных механизмов
- •3.9. Метод преобразования декартовых прямоугольных координат
- •4.1. Динамическая модель машинного агрегата
- •4.2. Приведение сил
- •4.3. Приведение масс
- •4.8. Неравномерность движения механизма
- •JTnp,
- •4.10. Динамический анализ и синтез с учетом влияния скорости на действующие силы
- •5.1. Динамическая модель машинного агрегата
- •5.2. Установившееся движение машинного агрегата
- •5.3. Исследование влияния упругости звеньев
- •СИЛОВОЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ
- •6.1. Основные положения
- •6.4. Силовой расчет механизма с учетом трения
- •6.5. Потери энергии на трение. Механический коэффициент полезного действия
- •ВИБРОАКТИВНОСТЬ И ВИБРОЗАЩИТА МАШИН
- •7.1. Источники колебаний и объекты виброзащиты
- •7.3. Анализ действия вибраций
- •7.6. Статическая и динамическая балансировка изготовленных роторов
- •Щ = у/g sina/<5CT,
- •7.8. Демпфирование колебаний. Диссипативные характеристики механических систем
- •7.9. Динамическое гашение колебаний
- •тт(р - рт) = mjyE.
- •7.11. Ударные гасители колебаний
- •7.12. Основные схемы активных виброзащитных систем
- •ТРЕНИЕ И ИЗНОС ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР МЕХАНИЗМОВ И МАШИН
- •8.1. Виды и характеристики внешнего трения
- •8.2. Основные понятия и определения, используемые в триботехнике
- •8.3. Механика контакта и основные закономерности изнашивания
- •8.4. Методика расчета износа элементов кинематических пар
- •МЕТОДЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СХЕМ ОСНОВНЫХ ВИДОВ МЕХАНИЗМОВ
- •МЕТОДЫ СИНТЕЗА МЕХАНИЗМОВ С ВЫСШИМИ ПАРАМИ
- •9.1. Основные понятия и определения
- •9.2. Основная теорема зацепления
- •9.3. Скорость скольжения сопряженных профилей
- •9.4. Угол давления при передаче движения высшей парой
- •9.5. Графические методы синтеза сопряженных профилей
- •9.7. Производящие поверхности
- •МЕХАНИЗМЫ ПРИВОДОВ МАШИН
- •10.1. Основные понятия и определения
- •10.2. Строение и классификация зубчатых механизмов
- •10.4. Планетарные зубчатые механизмы
- •ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
- •11.2. Эвольвента, ее свойства и уравнение
- •11.3. Эвольвентное прямозубое колесо
- •11.4. Эвольвентная прямозубая рейка
- •11.5. Эвольвентное зацепление
- •11.8. Подрезание и заострение зуба
- •11.9. Эвольвентная зубчатая передача
- •11.10. Качественные показатели зубчатой передачи
- •11.11. Цилиндрическая передача, составленная из колес с косыми зубьями.
- •11.12. Особенности точечного круговинтового зацепления Новикова
- •ПРОСТРАНСТВЕННЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
- •12.1. Коническая зубчатая передача
- •МЕХАНИЗМЫ С НИЗШИМИ ПАРАМИ
- •13.1. Основные этапы синтеза
- •13.4. Синтез четырехзвенных механизмов по двум положениям звеньев
- •13.5. Синтез четырехзвенных механизмов по трем положениям звеньев
- •13.6. Синтез механизмов по средней скорости звена и по коэффициенту изменения средней скорости выходного звена
- •tijivu) < [tfj]-
- •КУЛАЧКОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •14.1. Виды кулачковых механизмов и их особенности
- •14.2. Закон перемещения толкателя и его выбор
- •sinx4
- •sinx2 = [(*2 “ Vj3)/f34]sm03;
- •14.5. Определение габаритных размеров кулачка по условию выпуклости профиля
- •14.6. Определение координат профиля дисковых кулачков
- •14.7. Механизмы с цилиндрическими кулачками
- •МЕХАНИЗМЫ С ПРЕРЫВИСТЫМ ДВИЖЕНИЕМ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА
- •15.1. Зубчатые и храповые механизмы
- •15.2. Мальтийские механизмы
- •15.3. Рычажные механизмы с квазиостановками
- •УПРАВЛЕНИЕ ДВИЖЕНИЕМ СИСТЕМЫ МЕХАНИЗМОВ
- •16.2. Циклограмма системы механизмов
- •МАНИПУЛЯЦИОННЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •17.3. Задачи о положениях манипуляторов
- •17.4. Задачи уравновешивания и динамики
- •Glos
а
Рис. 11.14
зуба. Следовательно, назначая при проектировании тот или иной коэффициент смещения, можно влиять на форму зубьев колес и на качество зубчатой передачи, наделяя ее необходимы ми свойствами. Заметим, что указанная зависимость формы зубьев и свойств зубчатой передачи от коэффициента смеще ния х проявляется при малых числах зубьев и существенно ослабляется по мере увеличения z.
11.9. Эвольвентная зубчатая передача
Зубчатая передача внешнего зацепления, составленная из двух эвольвентных колес*, изображена на рис. 11.15. Окруж ности вершин их зубьев пересекают линию зацепления N1 N2
вточках В1 и Вп В точке В1 зубья шестерни и колеса пер вый раз касаются друг друга — это точка начала зацепления. Далее, в процессе вращения колес место контакта зубьев дви жется вдоль линии зацепления к точке Вп, являющейся точкой конца зацепления, поскольку здесь зубья шестерни и колеса ка саются друг друга последний раз. Отрезок В1Вп, на котором взаимодействуют сопряженные профили зубьев, называют ак тивной частью линии зацепления.
Так как правильное зацепление может иметь место только
впределах отрезка N1 N2 (см. § 11.5), то зубчатую передачу
*В технической литературе меньшее колесо принято называть ше стерней, а большее — просто колесом.
Рис. 11.15
следует проектировать так, чтобы участок В1Бп обязательно укладывался в этих пределах. В противном случае неправиль ное взаимное расположение зубьев вне отрезка N\N2 приведет к изменению передаточного отношения, повышенному износу и увеличению усталостных напряжений в зубьях, а в некоторых случаях их поломке или заклиниванию передачи.
Пусть шестерня является ведущей и вращается по ходу часовой стрелки (см. рис. 11.15). Тогда в работе будет нахо диться «нижняя» сторона зуба I шестерни и «верхняя» сто рона зуба II колеса. Именно этими сторонами зубья прижаты друг к другу, и они будут изнашиваться в процессе эксплуа тации; другая сторона каждого из зубьев I и II не будет нагру жена. Линия зацепления N\N2 нормальна к рабочим сторонам зубьев, поэтому, если не учитывать трение между зубьями, си ла, приложенная от шестерни к колесу, и сила, взаимообратная ей, будут действовать вдоль линии зацепления.
Отметим, зубчатые колеса имеют толщину, поэтому, строго говоря, на рис. 11.15 изображена не зубчатая переда ча, а ее проекция на плоскость, перпендикулярную осям вра щения. Следовательно, начальные окружности, изображенные на чертеже, являются проекциями начальных цилиндров, оси которых совпадают с осями вращения колес. Напомним, что начальные цилиндры* (или аксоидные цилиндры) в процессе зацепления перекатываются друг по другу без скольжения (см. § 9.2). Заметим, что движение одного колеса относительно другого в цилиндрической передаче является плоским, а про цесс зацепления сопряженных профилей зубьев происходит в плоскости, перпендикулярной осям вращения.
Перейдем к составлению уравнений, необходимых для проектирования эвольвентной зубчатой передачи. Эти урав нения основаны на условии, что зубья одного колеса входят во впадины другого колеса номинально без бокового зазора (см. рис. 11.15). Учитывая это, а также то, что начальные окруж ности катятся друг по другу без скольжения (см. § 11.5), запи шем: sw1 = ew2 и ew\ - sw2 , где sw\ и sw2 — толщина зубьев;
* Именно поэтому передачу на параллельных осях и называют цилинд
рической.
ew\ и ew2 — ширина впадин по начальным окружностям колес зубчатой передачи (см. рис. 11.15).
Так как начальные окружности перекатываются без скольжения, то шаги pw\ и pw2 равны между собой: pw\ =
— P w 2 = P w • Ш а г Рц) — |
ИЛИ, ПОСКОЛЬКУ ёц )\ ~ |
$ w l ) |
P w = |
S w 1 + sw2. |
(11.27) |
Запишем развернутые выражения для величин pw, sw1 , 5^2 - Применяя к начальным окружностям уравнения (11.12), (11.25) и учитывая (11.15), получаем
pw = irm(cosa/ cosa^),
cos а |
— + 2 tg a x\ —z\(inva^ —inva) |
—тть- |
|
COS O L w |
|
cos a |
7Г |
$w2 — ТТЬ~ |
- + 2 tg a •X2 - Z2 (inva^ - inva) |
COS O t y j |
|
Подставив эти выражения в уравнение (11.27) и выполнив не сложные преобразования, получим окончательно
2(xi + х2) tga |
(11.28) |
inva^ = inva Н— 1------------------ |
z\ + z2
После подсчета inva^ по уравнению (11.28) угол aw следует определить по таблицам эвольвентной функции.
В общем случае Х1 +Х2 Ф 0, поэтому, как следует из урав нения (11.28), inva^ ф inva, aw ф а. Значит, в общем случае угол зацепления aw ф 20°
Межосевое расстояние зубчатой передачи (см. рис. 11.15)
O'W— Тw\ ”1“ Тw2• |
(11.29) |
Применяя уравнение (11.9) к начальным окружностям и учи тывая (11.15), запишем
mz\ |
cos a |
mz2 |
cos a |
r w l — 2 |
cos aw ’ r w 2 — |
2 |
(11.30) |
cos aw |
|||
После подстановки этих выражений в (11.29) получим |
|||
|
m(z\ + Z2 ) cos a |
||
|
dw |
|
(11.31) |
|
2 |
cos aw |
Используя уравнение (11.7), представим межосе вое расстояние aw через ра диусы ri и 7*2 делительных окружностей: aw = (г\ + +r2 )(cos а/ cos aw). Так как в общем случае aw ф а, то aw ф= П + Г2 . Поэтому пред ставим межосевое расстоя ние так (рис. 11.16):
aw = n + г2 + утп.
ут
с
Рис. 11.16
(11.32)
Здесь у — коэффициент воспринимаемого смещения.
Решая совместно (11.31) и (11.32) относительно у, полу чаем уравнение
(11.33) При у — 0 делительные окружности колес касаются друг
друга. |
Такую передачу называют нулевой, ее можно полу |
чить при х\ = О, Х2 = 0 (передача без смещения) или при |
|
Х1 = |
—%2 (равносмещенная передача). Равносмещенная пе |
редача возможна в том случае, когда числа зубьев z\ и Z2 ее колес подчиняются условию z\ + z^ > 2zmin (см. § 11.8). При у > 0 (положительная передача) делительные окружно сти колес отодвинуты друг от друга на расстояние ут (см. рис. 11.16). Если же у < 0 (отрицательная передача), то дели тельные окружности пересекаются.
Подчеркнем, если угол зацепления aw и межосевое рас стояние aw подсчитываются по уравнениям (11.28), (11.32) и (11.33), то передача номинально не будет иметь бокового зазо ра между зубьями.
Составим формулу для коэффициента уравнительного смещения Ау. При определении номинальных размеров пе редачи должны быть выполнены два условия: 1) зубья колес должны находиться в зацеплении друг с другом без бокового зазора; 2) между окружностями вершин и впадин зубчатых ко лес должен быть радиальный зазор с = с*т (см. рис. 11.16),