Презентация на тему: Синтез механизмов

Проектирование плоских и пространственных механизмов. Синтез трехзвенных плоских зубчатых механизмов с круглыми цилиндрическими колесами, геометрические элементы зубчатых колес, геометрия эвольвентных профилей, проектирование эвольвентных профилей. Синтез трехзвенных пространственных зубчатых механизмов, проектирование винтовой и червячной передач. Проектирование плоских и пространственных механизмов. Синтез трехзвенных плоских зубчатых механизмов с круглыми цилиндрическими колесами, геометрические элементы зубчатых колес, геометрия эвольвентных профилей, проектирование эвольвентных профилей. Синтез трехзвенных пространственных зубчатых механизмов, проектирование винтовой и червячной передач.

В теории механизмов и машин под термином синтез понимают проектирование механизмов. Для этого сначала формулируют техническое задание, в котором должны быть отражены назначение механизма в соответствии с технологическим процессом или технологическими операциями, функции движения выходных звеньев и функции изменения сил полезных сопротивлений, а также вид источников энергии. В теории механизмов и машин под термином синтез понимают проектирование механизмов. Для этого сначала формулируют техническое задание, в котором должны быть отражены назначение механизма в соответствии с технологическим процессом или технологическими операциями, функции движения выходных звеньев и функции изменения сил полезных сопротивлений, а также вид источников энергии.

Детали, предназначенные для передачи вращательного движения, укрепляют на валах, представляющих собой вращающиеся в опорах стержни, в большинстве случаев цилиндрической формы. Вал, от которого передается движение, называется ведущим; вал, которому передается движение, называется ведомым. Детали, предназначенные для передачи вращательного движения, укрепляют на валах, представляющих собой вращающиеся в опорах стержни, в большинстве случаев цилиндрической формы. Вал, от которого передается движение, называется ведущим; вал, которому передается движение, называется ведомым. Передачу вращательного движения возможно осуществить между валами, расположенными в пространстве как угодно: оси валов могут быть параллельными, пересекаться под любым углом, а также перекрещиваться под любым углом.

Передача вращательного движения между валами, оси которых параллельны, осуществляется при помощи плоских механизмов, в остальных случаях — при помощи пространственных механизмов. Передача вращательного движения между валами, оси которых параллельны, осуществляется при помощи плоских механизмов, в остальных случаях — при помощи пространственных механизмов. Передача вращательного движения производится одним из следующих способов: непосредственным соприкосновением двух тел, одно из кото­рых связано жестко с ведущим, а другое — с ведомым валом; посредством гибких тел, сцепляющихся с телами, жестко связанными с ведущим, и ведомым валами.

Передача вращательного движения может производиться с увеличением или уменьшением угловой скорости вращения, а также без ее изменения. Передача вращательного движения может производиться с увеличением или уменьшением угловой скорости вращения, а также без ее изменения. Отношение угловых скоростей вращения обоих валов называется передаточным отношением. Передаточное отношение может быть, следовательно, выражено отношением угловой скорости ведущего вала к угловой скорости ведомого вала или наоборот. Передаточное отношение в направлении силового потока, т. е. отношение угловой скорости ведущего вала к угловой скорости ведомого, называется передаточным числом*.

Рис.1а) Рис.1а) Передача вращательного движения между валами с параллельными осями.

Пусть передача вращения между двумя осями 01 и 02 (рис. 2 а) с угловыми скоростями ω1 и ω2 осуществляется посредством двух взаимоогибаемых кривых К1 и К2, принадлежащих звеньям 1 и 2. Проведем в точке соприкосновения С кривых К1 и К2 нормаль n — n и касательную t — t к этим кривым. Пусть передача вращения между двумя осями 01 и 02 (рис. 2 а) с угловыми скоростями ω1 и ω2 осуществляется посредством двух взаимоогибаемых кривых К1 и К2, принадлежащих звеньям 1 и 2. Проведем в точке соприкосновения С кривых К1 и К2 нормаль n — n и касательную t — t к этим кривым. Скорости vС1 и vС2 точек С1 и С2, принадлежащих звеньям 1 и 2, связаны условием vc1=vc1+vc2c1 План скоростей механизма, построенный по этому уравнению, показан на (рис. 2 б)

Из точек О1 и O2 (рис. 2 а) опускаем на нормаль n— n пер­пендикуляры О1А и О2В, а из полюса плана скоростей (рис. 2 б) — перпендикуляр рс0 на направление t' — t'. Из точек О1 и O2 (рис. 2 а) опускаем на нормаль n— n пер­пендикуляры О1А и О2В, а из полюса плана скоростей (рис. 2 б) — перпендикуляр рс0 на направление t' — t'. Рис 2 К определению форм профилей двух взаимоогибаемыя кривых-, а) схема механизма с высшей парой; б) план скоро­стей.

Отрезок (рс0) представляет собою нормальную составляющую vn векторов скоростей vc1 и vc2 Отрезок (рс0) представляет собою нормальную составляющую vn векторов скоростей vc1 и vc2 Из подобия треугольников О1АС1 и рс0с1 и треугольников О2ВС2 и рс0с2 имеем (2.1) Отрезки (рс1), (рc 2) и (рс0) представляют собой соответственно скорости vС1, vС2 и vn . Тогда соотношения (2.1) могут быть пред­ставлены так: Или

Заменяя VС1 , И VС2 их значениями, равными Заменяя VС1 , И VС2 их значениями, равными VС1= ω 1 (O 1 C 1) VС2= ω 2 (O 2 C 2), Получаем vn= ω 1 (O 1 А) и vn= ω 2 (O 2 B) , Откуда ω 1 (O 1 А) = ω 2 (O 2 B) . (2.2)

Следовательно, передаточная функция i12 равна Следовательно, передаточная функция i12 равна (2.3) Продолжим нормаль n — n до пересечения в точке Р0 с отрез­ком (О1O2). Тогда из подобия треугольников O1АР0 и O2ВР0 имеем И формула (2.3) принимает окончательный вид: (2.4) Равенство (2.4) называется основной теоремой зацепления.

Эвольвента и ее свойства Эвольвента и ее свойства Эвольвента образуется путем перекатывания производящей прямой KyNy без скольжения по основной окружности радиуса rb (рис. 1). Радиус произвольной окружности – ry. ONy || Из треугольника ONyKy следует, что (1)

Так как KyNy перекатывается без скольжения по основной окружности, то Так как KyNy перекатывается без скольжения по основной окружности, то (2) rb( y + y) = rb.tg y y = tg y - y y = inv y y – инволюта;

Уравнения (1) И (2) являются уравнениями эвольвенты в параметрической форме. Уравнения (1) И (2) являются уравнениями эвольвенты в параметрической форме. у – угол профиля эвольвенты для точки Ку, лежащей на произвольной окружности. – угол профиля эвольвенты для точки К, лежащей на делительной окружности радиуса r. Угол профиля эвольвенты для точки Кb, лежащей на основной окружности, равен нулю: b=0. Свойства эвольвенты: 1. Форма эвольвенты зависит от радиуса основной окружности. 2. Производящая прямая KyNy является нормалью к эвольвенте в данной тоске. 3. Эвольвента начинается от основной окружности..

Рис .1 Рис .1

Ниже даны стандартные зависимости зубчатых зацеплений, предусмотренные ГОСТ для нормального прямозубого колеса Ниже даны стандартные зависимости зубчатых зацеплений, предусмотренные ГОСТ для нормального прямозубого колеса Шаг зацепления передачи t = πт Высота головки зуба h' = m Высота ножки зуба h"= 1,25/72 Высота зуба h = 2,25m Радиальный зазор е = 0,25m Диаметр делительной окружности, выраженный в мм, de = тz Диаметр окружности головок De — m(z -f- 2) Диаметр окружности ножек Di=m(z— 2,5)

Делительной окружностью называется окружность стандартных шага р, модуля m и угла профиля . Делительной окружностью называется окружность стандартных шага р, модуля m и угла профиля . Шаг – расстояние между одноименными точками двух соседних профилей зубьев, измеренные по дуге соответствующей окружности. Модулем называется часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб. Модуль m,[мм] – стандартная величина и определяется по справочникам, исходя из трех рядов: 1 ряд – наиболее предпочтительный; 2 ряд – средней предпочтительности; 3 ряд – наименее предпочтительный.

Модуль характеризует высоту зуба. Чем больше зуб, тем более шумной становится зубчатая передача. Модуль характеризует высоту зуба. Чем больше зуб, тем более шумной становится зубчатая передача. Угол профиля – угол между касательной к эвольвенте в данной точке и радиус-вектором данной точки. Угол профиля для точки, лежащей на делительной окружности, является величиной стандартной и равной 20о (хотя лучше 25о). Основные расчетные зависимости: Радиус делительной окружности rb=r cosα; α = p cos20° Модуль по ГОСТ

Эвольвентную зубчатую передачу составляют, как минимум, из 2-х зубчатых колес, при этом в рассмотрение вводится две начальные окружности радиусами rw1 и rw2. Эвольвентную зубчатую передачу составляют, как минимум, из 2-х зубчатых колес, при этом в рассмотрение вводится две начальные окружности радиусами rw1 и rw2. Меньшее зубчатое колесо в обычной понижающей зубчатой передаче называется шестерня. Вместо производящей прямой здесь вводится в рассмотрение линия зацепления N1N2, которая одновременно касается 2-х основных окружностей rb1 и rb2.

Линия зацепления является геометрическим местом точек контакта сопряженных эвольвентных профилей. Линия зацепления является геометрическим местом точек контакта сопряженных эвольвентных профилей. В точке В1 пара эвольвент, которые в данный момент времени контактируют в точке К, входят в зацепление. В точке В2 этаже пара эвольвент из зацепления выходят. На линии зацепления N1N2 все взаимодействующие эвольвенты при зацеплении касаются друг друга. Вне участка N1N2 эвольвенты пересекаются, и если такое случится, то произойдет заклинивание зубчатого колеса.

Угол N1O1P = углу N2J2P = w – угол зацепления. Угол N1O1P = углу N2J2P = w – угол зацепления. Для передачи, составленной из нулевых зубчатых колес w=20o Для передачи, составленной из положительных з. к. w>20o Для передачи, составленной из отрицательных з. к. w<20o c=c*.m - радиальный зазор, величина стандартная, необходим для нормального обеспечения смазки. c* - коэффициент радиального зазора, по ГОСТ c*=0.25 (c*=0.35).

Между делительными окружностями у.m – это воспринимаемое смещение. Между делительными окружностями у.m – это воспринимаемое смещение. у – коэффициент воспринимаемого смещения, он имеет знак, и в зависимости от знака различают:1. у=0 у.m=0 – нулевая зубчатая передача

2. у>0 у.m>0 – положительная зубчатая передача 2. у>0 у.m>0 – положительная зубчатая передача

3. у<0 у.m<0 – отрицательная зубчатая передача 3. у<0 у.m<0 – отрицательная зубчатая передача

Свойства эвольвентного зацепления. Свойства эвольвентного зацепления. 1. Эвольвентное зацепление молочувствительно к погрешностям изготовления, т.е. при отклонении межосевого расстояния от номинала передаточное отношение зубчатой передачи не изменится. 2. Линия зацепления N1N2 является общей нормалью к сопряженным эвольвентным профилям. 3. Контакт эвольвент осуществляется только на линии зацепления.

Винтовая передача преобразует вращательное движение в поступательное. Винтовая передача преобразует вращательное движение в поступательное. Пример винтовой передачи

ВИНТОВАЯ ПЕРЕДАЧА — устройство, содержащее винтовую пару, у которой гайка и винт образуют кинематические пары со стойкой или звеньями другого механизма. Причем в первом случае. Винтовая передача также называется передачей «винт—гайка». ВИНТОВАЯ ПЕРЕДАЧА — устройство, содержащее винтовую пару, у которой гайка и винт образуют кинематические пары со стойкой или звеньями другого механизма. Причем в первом случае. Винтовая передача также называется передачей «винт—гайка».

Параметры резьбы рассчитывают, исходя из заданных скоростей и нагрузок на выходном звене. Параметры резьбы рассчитывают, исходя из заданных скоростей и нагрузок на выходном звене. Относительное перемещение гайки и винта (ход резьбы рг) опре­деляют в зависимости от скорости поступательного движения v и угловой скорости со винта или гайки: pz = 2πv/ω где v — мм/с; ω — рад/с.

В винтовых механизмах вращение винта или гайки осуществ­ляется, как правило, с помощью маховичка, шестерни и т. п. При этом условное передаточное отношение можно выразить отношением перемещения маховичка SМ к перемещению гайки (винта) В винтовых механизмах вращение винта или гайки осуществ­ляется, как правило, с помощью маховичка, шестерни и т. п. При этом условное передаточное отношение можно выразить отношением перемещения маховичка SМ к перемещению гайки (винта) i = Sм/Sг=πD/pz, где D —диаметр маховичка (шестерни и т. п.), pz1— ход винта.

При малом рz1 и сравнительно большом D можно получить очень большое i. Например, при рz1 = 1 мм, При малом рz1 и сравнительно большом D можно получить очень большое i. Например, при рz1 = 1 мм, D = 100 мм, i = 314. Зависимость между окружной силой Ftм на маховичке и осевой силой Fa на гайке (винте) имеет вид Fa=Ftмiη, где η— к. п. д. винтовой - пары. Для i = 314 и η ≈0,3 Fa ≈ 95 Ftм

Таким образом, при простой и компактной конструкции пере­дача винт—гайка позволяет получить большой выигрыш в силе или осуществлять медленные и точные перемещения.- Таким образом, при простой и компактной конструкции пере­дача винт—гайка позволяет получить большой выигрыш в силе или осуществлять медленные и точные перемещения.- Соотношение между крутящим моментом Мк на гайке и осевой силой F a на винте имеет вид MK = Fa d2/2 tg(γ + ρ), где ρ — угол трения (в расчетах принимается ρ ≈ 6°, что соот­ветствует коэффициенту трения f ≈0,1).

Червячная передача имеет перекрещивающиеся оси валов, обычно под углом 90 . Она состоит из червяка – винта с трапецеидальной резьбой и зубчатого червячного колеса с зубьями соответствующей специфической формы. Червячная передача имеет перекрещивающиеся оси валов, обычно под углом 90 . Она состоит из червяка – винта с трапецеидальной резьбой и зубчатого червячного колеса с зубьями соответствующей специфической формы.

Передаточное отношение червячной передачи находят аналогично цилиндрической Передаточное отношение червячной передачи находят аналогично цилиндрической U = n1 / n2 = Z2 / Z1. Здесь Z2 – число зубьев колеса, а роль числа зубьев шестерни Z1 выполняет число заходов червяка, которое обычно бывает равно 1, 2, 3 или 4. В осевом сечении червячная пара (рис .1) фактически представляет собой прямобочное реечное зацепление, где радиус кривизны боковой поверхности "рейки" (винта червяка) 1 равен бесконечности и, следовательно, приведённый радиус кривизны равен радиусу кривизны зуба колеса пр = 2.

Рисунок 1 Рисунок 1 Далее расчёт проводится по формуле Герца-Беляева. Из проектировочного расчёта находят осевой модуль червяка, а по нему и все геометрические параметры зацепления. Особенность расчёта на изгиб состоит в том, что принимается эквивалентное число зубьев Zэкв = Z2 / cos3 , где - угол подъёма витков червяка.

1. Что означает понятие «синтез механизма»? 1. Что означает понятие «синтез механизма»? 2. Передаточное отношение и передаточное число? 3. Расчетное выражение основной теоремы зацепления? 4. Что понимают под эвольвентой? 5. Назовите основные геометрические характеристики зубчатых колес? 6. Принцип построение эвольвентных профилей зубчатых передач? 7. Принцип работы винтовой передачи? 8. Назовите основные элементы червячной передачи и суть её проектирования?