Mekanizmat e ingranazheve planetare. Analiza e mekanizmave të ingranazheve. Hapni makinën e ingranazhit të involvuar. Llogaritja e parametrave të një transmetimi involute të hapur Analiza kinematike e mekanizmave diferencialë
Për shembull, merrni parasysh manipulatorin e treguar në Fig. 5.
Ne shënojmë lidhjet e mekanizmit me numra arabë; numri i tyre është n = 5.
Çiftet kinematike të përfshira në këtë mekanizëm:
p 5 = 3, duke përfshirë dy rrotulluese (A, B) dhe një përkthimore (C);
p 4 = 2, bashkim sferik me kunj (D) dhe çift cilindrik (B). Derisa kapësi (lidhja 5) të lidhet me objektin e manipuluar, zinxhiri kinematik është i hapur.
Përcaktoni shkallën e lëvizshmërisë:
W = 6 5 - 54 - 42 = 7
Kështu, mekanizmi ka 7 lëvizje të pavarura për orientim dhe lëvizje në hapësirën e punës.
Pasi kapësi të sillet në objektin e manipulimit dhe të kombinohet me të, numri i lidhjeve lëvizëse bëhet një më pak, d.m.th. n = 4. Numri i çifteve kinematike mbetet i pandryshuar. Tani mund të përcaktoni manovrimin e manipuluesit.
Oriz. 5. Blloku i krahut të manipuluesit
W = 65 - 53 - 42 = 1
Fakti që manovrimi është i barabartë me një do të thotë që me një pozicion fiks të dorezës (pika fikse B), lidhjet e mekanizmit mund të ndryshojnë pozicionin e tyre në varësi të pozicionit të njërës prej lidhjeve: për shembull, kur lidhja 2 rrotullohet, gjatësitë e brinjëve VD dhe DE do të ndryshojnë njëkohësisht, si dhe këndet e trekëndëshit BDE, domethënë pozicioni i lidhjeve 3 dhe 4 është një funksion i këndit të rrotullimit të lidhjes 2.
Detyra 3. Tema “Analiza kinematike e mekanizmave të ingranazheve”
Detyra e analizës kinematike të mekanizmave të ingranazheve është të përcaktojë raportin e ingranazheve dhe shpejtësinë e rrotullimit të lidhjeve të daljes.
Treni më i thjeshtë i ingranazheve përbëhet nga dy rrota me dhëmbë, përmes të cilave ato lidhen me njëra-tjetrën. Sipas formës së rrotave dallohen ingranazhet cilindrike, të pjerrëta, eliptike dhe me figura.
Ingranazhet më të zakonshme janë në formë të rrumbullakët, d.m.th., cilindrike dhe e pjerrët. Ingranazhi i pjerrët rrotullohet midis boshteve, boshtet gjeometrike të të cilave kryqëzohen. Në bazë të formës dhe renditjes së dhëmbëve në timon, dallohen dhëmbët e drejtë, të zhdrejtë, të zhdrejtë, rrethorë dhe të tjerë të lakuar.
Qëndrueshmëria e raportit të marsheve sigurohet nga forma e profilit të dhëmbëve. Më i përhapuri është profili involute, pasi është i lehtë për t'u prodhuar (duke përdorur metodën e kopjimit ose rrotullimit).
Kur priten ingranazhet me numrin e dhëmbëve të një profili involutor më të vogël se një vlerë e caktuar kufizuese, këmbët e dhëmbëve priten, si rezultat i së cilës forca e dhëmbëve zvogëlohet ndjeshëm. Për të eliminuar nënprerjen, përdoren ingranazhet e kompensimit ose të ashtuquajturat ingranazhe të korrigjuara.
Parametrat kryesorë gjeometrikë që karakterizojnë ingranazhin përfshijnë: modulin, këndin e angazhimit, diametrat e hapit, rrathët fillestarë dhe kryesorë, koeficientin e mbivendosjes.
Mekanizmat e ingranazheve ndahen në mekanizma me boshte fikse dhe të lëvizshme të rrotullimit.
Për të kryer analizën kinematike, është e nevojshme të përcaktohet raporti i marsheve.
Raporti i ingranazheve U 1 i quhet raporti i shpejtësisë këndore ω 1 të ingranazhit 1 me shpejtësinë këndore i th ω i ingranazh. Në vend të shpejtësive këndore, mund të përdorni gjithashtu konceptin e frekuencës së rrotullimit n:
U 1 i= ω 1 / ω i= n 1 / n i . (3.1)
Shpejtësitë këndore të rrotave në rrjetë janë në përpjesëtim të zhdrejtë me rrezet e rrathëve fillestarë r w dhe numri i dhëmbëve të rrotave Z.
Kështu, raporti i marsheve për një palë rrota cilindrike të ingranazheve të jashtme (Fig. 6, a)
ingranazh i brendshëm (Fig. 6, b)
Raporti i përgjithshëm i ingranazheve të një mekanizmi me shumë lidhje është i barabartë me produktin e raporteve të ingranazheve të fazave individuale
U 1 i = U 12 U 23 U 34 ...U (i -1) i (3.3)
përcaktoni numrin e fazave të ingranazheve;
gjeni raportin e ingranazheve të çdo faze;
shumëzoni raportet e ingranazheve të shkallëve.
Numri që rezulton do të jetë raporti i ingranazhit të transmetimit me shumë faza.
Mekanizmat me një shkallë lirie dhe një rrotë fikse quhen planetare. Një tipar i mekanizmave planetare është prania e ingranazheve (satelitëve) me akse gjeometrike lëvizëse.
b 
Vazhdimi i Fig.6.
Mekanizmat me numrin e shkallëve të lirisë W > 2, të cilët zakonisht nuk kanë një rrotë fikse, quhen diferenciale.
Meqenëse satelitët në ingranazhe me boshte lëvizëse kryejnë lëvizje komplekse rrotulluese, lëvizja e transmetimit përcaktohet duke përdorur metodën e lëvizjes së kundërt.
gjendja. Të dhënat fillestare për problemin 3 janë dhënë në tabelën 4, diagramet kinematike të mekanizmave të ingranazheve janë paraqitur në Fig. 7. Përcaktoni numrin e shkallëve të lirisë së mekanizmit, numrin e panjohur të dhëmbëve të rrotave dhe shpejtësinë e rrotës.
Skema 0 Skema 1
Skema 2 Skema 3
Skema 4 Skema 5
Skema 6 Skema 7
Vazhdimi i Fig. 7
Skema 8 Skema 9
Fundi i Fig. 7
Tabela 4
Opsionet për të dhënat fillestare për detyrën 3
|
Madhësia |
Shifra e parafundit e kodit të librit të notave |
|||||||||
|
Z 4 | ||||||||||
|
Përcaktoni | ||||||||||
Llogaritjet në këtë seksion do të kryhen në përputhje me metodologjinë e përshkruar më poshtë, bazuar në të dhënat fillestare të mëposhtme:
Z 2 =57 - numri i dhëmbëve të rrotës së dytë
Z 3 =58 - numri i dhëmbëve të marshit të tretë
Z 4 =20 - numri i dhëmbëve të marshit të katërt
Z 5 =95 - numri i dhëmbëve të marshit të pestë
Z 6 =22 - numri i dhëmbëve të rrotës së ingranazhit të gjashtë
u 1 =2s -1 - shpejtësia këndore e marshit të parë
Le të shqyrtojmë strukturën e këtij mekanizmi ingranazhi.
Le të përcaktojmë numrin e fazave në mekanizëm dhe të japim karakteristikat e tyre. Rrotat e pesta dhe të gjashta formojnë serinë më të thjeshtë të hapave - një mekanizëm ingranazhi të sheshtë me ingranazh të brendshëm. Faza e dytë, e përbërë nga 1,2,3,4 ingranazhe dhe një levë H - bartës, është një seri planetare me një satelit me dy rreshta me dy ingranazhe të jashtme.
Qëllimi i analizës kinematike.
Qëllimi i analizës kinematike është të përcaktojë raportet e ingranazheve të çdo faze dhe të gjithë mekanizmit në tërësi, si dhe shpejtësitë këndore të lidhjeve individuale të specifikuara.
Le të përcaktojmë numrin e dhëmbëve Z 1.
Le të përcaktojmë numrin e dhëmbëve që mungojnë në mekanizmin planetar Z 1. Për ta bërë këtë, ne përdorim kushtin e koaksialitetit të lidhjeve qendrore. Le të tregojmë distancën nga qendra në qendër midis boshtit qendror dhe boshtit të rrotullimit të satelitëve.
a=R 1 +R 2 - kushti i shtrirjes së lidhjes qendrore.
Z 1 =Z 3 +Z 4 -Z 2
Z 1 =58+20-57=21
Le të vizatojmë një diagram të mekanizmit të ingranazheve në shkallë.
µ z =95/95=1 1/mm
Le të përcaktojmë dimensionet duke përdorur një segment me ndihmën e të cilit do të përshkruhen ingranazhet në timon.
L Z5 =Z k /µ z =95/1=95mm
Analiza kinematike e mekanizmit të marsheve në mënyrë grafike.
Për të kryer analiza duke përdorur këtë metodë, është e nevojshme të kryhet një diagram kinematik i mekanizmit. Analizën kinematike e nisim nga lidhja hyrëse.
V A =у 1 *R A =21m/s
V V = 1 * R V =58m/s
Le të zgjedhim shkallën për ndërtimin e një plani të shpejtësive lineare të mekanizmit të ingranazhit.
µ V =V A /(AO)=21/21=1(m/s)/mm
Për lidhjen hyrëse ndërtojmë një plan të shpejtësive lineare. Për të ndërtuar një plan, mjafton të njihni shpejtësinë e dy pikave, pasi varësia është lineare. Ne projektojmë në pikat e vijës së poleve, shpejtësitë e të cilave janë të njohura. Nga projeksioni i pikave vizatojmë vijat e poleve pingul me shkallën, vektorët e shpejtësive lineare të pikave të treguara. Kalojmë në lidhjen hyrëse, duke ndjekur atë hyrëse. Në lidhjen e dytë gjejmë dy pika shpejtësitë e të cilave dihen. Ne i projektojmë këto pika në vijën e shtyllës. Për pikat e gjetura, ne vizatojmë vektorët e njohur të shpejtësive lineare. Bazuar në dy pika të njohura, ndërtojmë një plan të shpejtësive lineare. Bazuar në planin e ndërtuar të shpejtësive lineare, do të vizatojmë një diagram të shpejtësive këndore të lidhjeve. Nëpër pikën P vizatojmë drejtëza paralele me ligjet e shpërndarjes së shpejtësive lineare në planin e shpejtësisë lineare. Segmentet në diagramin e rrezeve me fillimin në pikën O dhe fundin në pikën e numrit përkatës përshkruajnë shpejtësitë këndore të lidhjeve, meqenëse shpejtësia këndore e lidhjes hyrëse është e njohur, faktori i shkallës për ndërtimin e diagramit mund të jetë përcaktuar.
µ u = u 1 /O 1 =2/1=2
Duke ditur shpejtësitë këndore të lidhjeve, ne do të përcaktojmë raportet e ingranazheve të secilës fazë të mekanizmit dhe të gjithë mekanizmit në tërësi.
Analiza kinematike e mekanizmit të ingranazheve duke përdorur një metodë analitike.
Meqenëse mekanizmi përbëhet nga dy faza, raporti i tij total i ingranazheve mund të përkufizohet si produkt i raporteve të ingranazheve të të gjitha fazave të tij. Së pari, ne përcaktojmë raportin e ingranazheve të fazës më të thjeshtë të ingranazheve.
i 56 =Z 6 /Z 5 =22/95=0,23
Le të shqyrtojmë grupin e ingranazheve planetare. Kompleksiteti i analizës kinematike të mekanizmit planetar qëndron në faktin se satelitët kryejnë lëvizje komplekse dhe për këtë arsye kanë një shpejtësi këndore të lëvizjes portative dhe një shpejtësi këndore relative në raport me bartësin. Për të zgjidhur problemin, përdoret parimi i ndalimit të transportuesit. Metoda Willis bazohet në parimin e ndalimit të transportuesit, thelbi i të cilit është si më poshtë. Mekanizmi planetar zëvendësohet mendërisht nga një mekanizëm i kundërt.
Mekanizmi i përgjithësuar është ndërtuar si më poshtë:
1) transportuesi konsiderohet i palëvizshëm,
2) meqenëse transportuesi është i palëvizshëm, shpejtësia këndore e bartësit zbritet nga shpejtësitë këndore të të gjitha lidhjeve,
3) për çdo ingranazh, mund të shkruani formulën për raportin e marsheve për sa i përket numrit të dhëmbëve,
4) me ndihmën e transformimeve matematikore, mund të kaloni nga mekanizmi i kundërt në mekanizmin planetar - ai origjinal, dhe të përcaktoni raportet e ingranazheve për mekanizmin planetar.
Le të bëjmë një tryezë. Tabela do të përmbajë tre kolona: 1) numrin e pjesëve që përbëjnë mekanizmin planetar, 2) shpejtësitë këndore të lidhjeve në lëvizje normale, 3) shpejtësitë këndore të lidhjes kur bartësi ndalet.
i 12 =(w 2 - w H)/(w 1 - w H)=-2,7
i 34 =(n 2 -n H)/(-n H)=-0,34
w 2 = w 3 = 3,06
sch 1 H =2-2,28=-0,28
sch 2 H =3,06-2,28=0,78
sch 3 H =3,06-2,28=0,78
sch 4 H =0-2,28=-2,28
Le të përcaktojmë raportin e përgjithshëm të ingranazheve të të gjithë mekanizmit
Një palë ingranazhe
Figura 35
Gjatë ribashkimit të dhëmbëve, dhëmbi tjetër i rrotës së dytë duhet të bjerë në zgavrën tjetër të së parës, d.m.th. hapat në rrathët fillestarë të rrotave në kyçje duhet të jenë të njëjta:
Kështu, për një palë rrota, raporti i marsheve është drejtpërdrejt proporcional me raportin e shpejtësive këndore dhe në përpjesëtim të kundërt me raportin e numrit të dhëmbëve të rrotave që përbëjnë çiftin:
Shenja e raportit të ingranazhit tregon drejtimin e rrotullimit të timonit në dalje në lidhje me drejtimin e rrotullimit në hyrje:
- (+) - drejtimet e rrotullimit në hyrje dhe dalje janë të njëjta. Për një palë rrota, drejtimi i rrotullimit përkon me ingranazhin e brendshëm (Figura 35b);
- (–) – rrotat rrotullohen në drejtime të kundërta. Kjo ndodh me angazhimin e jashtëm (Figura 35a).
Figura 35 tregon projeksionin ballor të ingranazheve, si dhe paraqitjen e tyre konvencionale në diagramet kinematike kur shihen nga ana (ose në seksion).
Transmetim me shumë faza
Për të rritur efektin kinematik, disa çifte ingranazhesh mund të lidhen në seri në një mekanizëm të vetëm. Ky mekanizëm quhet mekanizëm ingranazhesh me shumë faza ose transmetim me shumë faza. Një diagram i njërit prej këtyre mekanizmave është paraqitur në Figurën 36.
Figura 36
Le të shkruajmë raportet e ingranazheve për secilën palë rrota të këtij mekanizmi:
Nga diagrami mund të shihet se rrotat 2 dhe 3 janë në të njëjtin bosht dhe rrotullohen me të njëjtën shpejtësi këndore (ω 2 = ω 3), të ngjashme me ω 4 = ω 5. Prandaj, në ekuacionin e mësipërm, këto terma janë anuluar.
Kështu, raporti i përgjithshëm i ingranazheve të një mekanizmi me shumë faza është i barabartë me produktin e raporteve private të ingranazheve të fazave që përbëjnë mekanizmin:
Në këtë formulë, "m" është numri i marsheve të jashtme (nëse numri i marsheve të jashtme është çift, atëherë shenja është "+", d.m.th. rrotat në hyrje dhe në dalje rrotullohen në të njëjtin drejtim; nëse është tek, atëherë shenja është “–.” Numri i marsheve të brendshme nuk merret parasysh, pasi ingranazhet e brendshme nuk e ndryshojnë drejtimin e rrotullimit).
Në shembullin e dhënë, m=2 (çiftet Z 1* Z 2 dhe Z 3* Z 4; çifti Z 5* Z 6 - çifti i marsheve të brendshme) dhe, kështu, rrotat "1" dhe "6" rrotullohen në një drejtim. .
Ingranazhet planetare dhe diferenciale
Në praktikë përdoren mekanizma ingranazhesh që kanë rrota me akse gjeometrike të lëvizshme ( satelitët). Mekanizma të tillë quhen planetare(nëse kanë një shkallë lirie) ose diferencial(nëse shkalla e lirisë është dy).
Mekanizmat planetarë dhe diferencialë bëjnë të mundur marrjen e një efekti kinematik më të lartë, efikasitet më të lartë dhe një plan urbanistik më të përshtatshëm. Mekanizmat diferencialë gjithashtu lejojnë që një lëvizje të ndahet në dy ose dy lëvizje për t'u kombinuar në një.
Figura 37
Figura 37 tregon një shembull të mekanizmave diferencialë (Figura 37 a) dhe planetare (Figura 37 b). Në këto mekanizma, rrota "2" ka një bosht gjeometrik të lëvizshëm - ky është sateliti.
Boshti gjeometrik fiks rreth të cilit lëviz boshti satelitor quhet boshti qendror. Quhen edhe rrotat, boshtet gjeometrike të të cilave përputhen me atë qendror qendrore(në figurën 37 ka rrota "1" dhe "3" - ndonjëherë rrota të tilla quhen rrota diellore). Lidhja që lidh boshtin satelitor me boshtin qendror quhet transportues (bartësi zakonisht emërtohet "H").
Ne shkruajmë ekuacionin e raportit të ingranazhit midis rrotave qendrore të këtij mekanizmi shumëfazor (për të dalluar raportin e ingranazhit të mekanizmit me transportuesin e ndaluar nga ai i specifikuar fillimisht, përcaktimi i bartësit H vendoset në mbishkrim. Për këtë shembull, raporti i marsheve lexohet nga i pari në të tretën me transportuesin e ndaluar):
Një formulë e këtij lloji, e marrë në bazë të metodës së kthimit të lëvizjes, quhet formula Willis. Në këtë mekanizëm të veçantë (Figura 38) ekziston një veçori tjetër - rrota 2 është e përfshirë në mënyrë sekuenciale në dy angazhime (me rrotën e parë dhe të tretë), duke u shtyrë për rrotën e parë dhe ngarje për të dytën.
Formula që rezulton është universale për të dy mekanizmat e paraqitur në figurën 37. Mekanizmi diferencial i paraqitur në figurën 37a ka dy shkallë lirie, dhe për këtë arsye, për të përcaktuar lëvizjen, është e nevojshme të vendosen ligjet e lëvizjes për dy lidhje. Opsionet e mëposhtme janë të mundshme:
- ω 1 dhe ω 3 janë dhënë; nga formula e shkruar, përcaktohet ω H (opsioni i paraqitur në figurën 37 a);
- ω 1 dhe ω H janë dhënë; nga formula e shkruar përcaktohet ω 3;
- ω H dhe ω 3 janë dhënë; nga formula e shkruar përcaktohet ω 1.
Meqenëse lidhjeve mund t'u jepet çdo ligj i lëvizjes, atëherë, si një rast i veçantë, njërës prej rrotave qendrore do t'i jepet një shpejtësi këndore e barabartë me zero. Për shembull, në mekanizmin në shqyrtim do të vendosim ω 3 =0, me fjalë të tjera, do të frenojmë rrotën e tretë. Kjo teknikë heq njërën nga dy shkallët e lirisë dhe mekanizmi kthehet nga diferencial në planetar (Figura 37 b).
Kështu, një mekanizëm planetar është një rast i veçantë i një mekanizmi diferencial, kur njëra nga rrotat qendrore është e palëvizshme (e frenuar).
Prandaj, këta mekanizma zgjidhen saktësisht në të njëjtën mënyrë, duke përdorur të njëjtat ekuacione, vetëm në mekanizmin planetar për një rrotë të palëvizshme, vlera e shpejtësisë këndore e barabartë me zero zëvendësohet në ekuacion. Për mekanizmin planetar të paraqitur në figurën 37b.
Dërgoni punën tuaj të mirë në bazën e njohurive është e thjeshtë. Përdorni formularin e mëposhtëm
Studentët, studentët e diplomuar, shkencëtarët e rinj që përdorin bazën e njohurive në studimet dhe punën e tyre do t'ju jenë shumë mirënjohës.
Postuar në http://www.allbest.ru/
Analiza e mekanizmave të ingranazheve.Hapni makinën e ingranazhit të involvuar.Llogaritja e parametravetransmetim i hapur involute
Të dhënat fillestare
Koeficienti i pastrimit radial = 0,25.
Koeficienti i lartësisë së kokës së dhëmbit = 1.
Moduli i marsheve, m = 10.
Numri i dhëmbëve,.
Pranojmë koeficientët e zhvendosjes: .
Këndi i profilit të dhëmbit, b = 20°.
Përcaktoni këndin e angazhimit:
Nga tabela përcaktojmë:
Ne përcaktojmë distancën e hapit midis akseve:
Përcaktoni distancën qendrore:
Ne përcaktojmë koeficientin e zhvendosjes së perceptuar:
Ne përcaktojmë koeficientin e paragjykimit të barazimit:
Llogaritja e parametrave gjeometrikë të ingranazhit 1 dhe rrotës 2 është dhënë në tabelë:
Tabela - Llogaritja e parametrave gjeometrikë të transmetimit involute
|
Vlera e përcaktuar. |
Formula e llogaritjes |
Vlerat |
||
|
Ingranazhi_1 |
Rrota_2_ |
|||
|
Lartësia e kërcellit të dhëmbit |
||||
|
Lartësia e kokës së dhëmbit |
||||
|
Rrezja e katranit |
||||
|
Rrezja e rrethit bërthamë |
||||
|
Rrezja e rrethit fillestar |
||||
|
Rrezja e rrethit të majës së dhëmbit |
||||
|
Këndi i profilit |
||||
|
Rrezja e rrethit të depresioneve |
||||
|
Trashësia e dhëmbit përgjatë rrethit të katranit |
||||
|
Hap rrethor |
||||
|
Trashësia e dhëmbit përgjatë perimetrit kryesor |
||||
|
Trashësia e dhëmbit rreth kulmeve |
Ne përcaktojmë koeficientin e mbivendosjes së ingranazheve:
Ndërtimi i një ingranazhi involute
1 Ne vizatojmë pozicionin e boshteve të rrotullimit dhe vizatojmë vijën qendrore.
2 Ne vizatojmë harqe të rrathëve fillestarë (dhe shënojmë polin e lidhjes P në pikën e kontaktit të tyre.
3 Ne ndërtojmë rrathët e mbetur të rrotave të ingranazheve: majat e dhëmbëve (rrezet dhe), rrathët e hapit (rrezet dhe), rrathët kryesorë (rrezet dhe) dhe zgavrat e dhëmbëve (rrezet dhe). Në të njëjtën kohë, ne kontrollojmë saktësinë e konstruksionit grafik bazuar në vlerën e pastrimit radial.
4 Ne tërheqim një tangjente të përbashkët me rrathët kryesorë. Në këtë rast, ajo duhet të kalojë domosdoshmërisht përmes shtyllës së angazhimit P. Meqenëse kjo tangjente është një vijë e angazhimit, në të janë shënuar pikat karakteristike: dhe - pikat e kontaktit me rrathët kryesorë dhe - pikat e kryqëzimit të vijës së angazhimit me rrathët e majave të dhëmbëve.
Segmenti i vijës së angazhimit i mbyllur midis pikave dhe është vija teorike e angazhimit, dhe segmenti i mbyllur midis pikave dhe është seksioni i punës i linjës së angazhimit.
Ne tregojmë këndin e fejesës. Për ta bërë këtë, vizatoni një vijë të drejtë përmes shtyllës së kyçjes P pingul me vijën e distancës qendrore. Këndi i devijimit të vijës së angazhimit nga kjo linjë është këndi i angazhimit.
5 Ne ndërtojmë involutat e rrotave të ingranazheve që prekin shtyllën e ingranazhit P. Për të ndërtuar profilin e dhëmbit të rrotës së parë, ne ndajmë segmentin e linjës teorike të ingranazhit P në tre pjesë të barabarta. Ne vendosim këto segmente (duke i marrë ato të barabarta me gjatësinë e harqeve) përgjatë rrethit kryesor në të djathtë dhe të majtë të pikës dhe shënojmë pikat. Nëpërmjet këtyre pikave vizatojmë tangjente në rrethin kryesor dhe vizatojmë mbi to segmentet e njësive, numri i të cilave korrespondon me numrin e pikës nga e cila është tërhequr tangjentja. Për të vizatuar më saktë tangjentet, fillimisht vizatojmë vija të drejta që lidhin këto pika me boshtin e rrotullimit dhe rivendosim pingulet në këto drejtëza. Lakorja e lëmuar e tërhequr nëpër pikat e marra është profili involutor i pjesës së djathtë të rrotës së parë.
6 Për të ndërtuar anën e kundërt të dhëmbit, është e nevojshme të vizatoni boshtin e tij të simetrisë. Ne përcaktojmë pozicionin e tij duke lënë mënjanë gjysmën e trashësisë së dhëmbit përgjatë rrethit të katranit. Duke lënë mënjanë vlerën /2 përgjatë rrethit ndarës, marrim një pikë. Vija e drejtë që lidh këtë pikë me boshtin e rrotullimit do të jetë boshti i simetrisë së dhëmbit. Duke matur kordat e këtyre harqeve duke përdorur një busull dhe duke bërë pika në rrathët përkatës, marrim pika që i përkasin involutit të anës së kundërt të dhëmbit.
Përcaktoni rrezen e filetos:
Involutat e rrotës së dytë janë ndërtuar në mënyrë të ngjashme.
Ne përcaktojmë grafikisht koeficientin e mbivendosjes së ingranazheve:
veshje me ingranazhe
Gabimi në përcaktimin grafik të koeficientit të mbivendosjes është:
Postuar në Allbest.ru
...Dokumente të ngjashme
Klasifikimi i ingranazheve sipas formës së profilit të dhëmbëve, llojit të tyre dhe pozicionit relativ të boshteve të boshtit. Elementet bazë të një rrote ingranazhi. Llogaritja e parametrave bazë gjeometrikë të një transmisioni cilindrike me ingranazhe. Matja e diametrit të majave të dhëmbëve të rrotave.
prezantim, shtuar 20.05.2015
Zgjedhja e një motori elektrik: procedura për llogaritjen e fuqisë së kërkuar dhe parametrave të tjerë. Arsyetimi për zgjedhjen e transmetimit të ingranazheve: përzgjedhja e materialeve, llogaritja e stresit dhe lakimit të lejuar, madhësia e dhëmbëve të rrotave dhe ingranazheve, llogaritja e testit të boshteve të kutisë së marsheve.
puna e kursit, shtuar 01/11/2013
Llogaritja kinematike dhe përcaktimi i raporteve të marsheve të lëvizjes. Parametrat mekanikë në boshtet lëvizëse. Përkufizimi i ingranazheve të rripit V dhe shtytësit. Llogaritja e diametrave të rrotullës. Përcaktimi i distancës qendrore dhe këndit të mbështjelljes së rripit.
puna e kursit, shtuar 18.12.2011
Llogaritja dhe projektimi gjeometrik i parametrave të ingranazheve, përcaktimi i tolerancave të ingranazheve cilindrike, përzgjedhja e llojit të ndërfaqes. Llogaritja e përshtatjeve dhe dimensioneve ekzekutive të matësve të prizave për kushineta ingranazhesh dhe rrotulluese.
test, shtuar 09/08/2010
Projektimi i qarkut, studimi strukturor dhe kinematik i mekanizmit të levës, llogaritja e fuqisë. Llogaritja e parametrave gjeometrikë të një transmetimi ingranazhi involute të zhvendosur në mënyrë të pabarabartë të ingranazhit të jashtëm nga gjendja e mungesës së nënprerjes. Llogaritja e volantit.
puna e kursit, shtuar 24.03.2010
Llogaritja e transmetimit të ingranazheve për rezistencën ndaj kontaktit dhe lodhjes së përkuljes. Sqarimi i faktorit të ngarkesës. Përcaktimi i shpejtësisë aktuale periferike, diametrat e vrimave në ingranazhet dhe shpërndarëset e rrotave, këndi i dhëmbëve, sforcimet e lejueshme të përkuljes.
test, shtuar 22.04.2015
Projektimi i transmisionit të ingranazheve involute. Algoritmi i llogaritjes së transmetimit. Kontrollimi i koeficientëve të paragjykimit të specifikuar. Gjetja e këndit të fejesës. Koeficientët e zhvendosjes së barazimit për një qark raft-dhe-pinion janë një vlerë pozitive. Rrathët ndarës.
abstrakt, shtuar 03/06/2009
Llogaritja dhe standardizimi i saktësisë së marsheve. Zgjedhja e niveleve të saktësisë së ingranazheve. Zgjedhja e llojit të çiftëzimit, dhëmbët e rrotave të transmisionit. Zgjedhja e treguesve për kontrollin e ingranazheve. Llogaritja dhe standardizimi i saktësisë së nyjeve cilindrike të lëmuara.
test, shtuar më 28/08/2010
Përcaktimi i jetëgjatësisë së shërbimit të makinës. Llogaritja e fuqisë dhe shpejtësisë së motorit. Përzgjedhja e materialeve të ingranazheve, kontrollimi i streseve të lejuara. Llogaritja e parametrave gjeometrikë të ingranazheve, boshteve dhe kushinetave të mbyllura.
puna e kursit, shtuar 18.11.2012
Llojet e ingranazheve planetare dhe dizajni i tyre. Raporti i ingranazheve të një ingranazhi planetar dhe përcaktimi i numrit të dhëmbëve të tij. Ndërtimi i një mekanizmi planetar. Llojet e ingranazheve. Treguesit cilësorë të angazhimit. Ndërtimi i tre dhëmbëve të rrotave 1 dhe 2.
1. Eliminoni lidhjet pasive dhe shkallët shtesë të lirisë (W) nga diagrami kinematik i mekanizmit.
2. Zëvendësoni çiftet e sheshta kinematike të klasës 4 me çiftet kinematike të klasës 5, ndërsa mekanizmi i zëvendësimit duhet të ketë numrin e shkallëve të lirisë së mekanizmit të mëparshëm dhe të kryejë të gjitha lëvizjet e tij.
3. Filloni të shkëputni grupin strukturor më të largët nga lidhja kryesore e mekanizmit.
4. Shkëputni fillimisht grupin strukturor të klasës II (nëse nuk është e mundur të shkëputni grupin strukturor të klasës II, shkëputni grupin strukturor të klasës III, etj.).
5. Sigurohuni që kur shkëputet një grup strukturor, mekanizmi i mbetur të ruajë funksionalitetin e tij, d.m.th. nuk u copëtua.
Zëvendësimi i një çifti kinematik të klasës 4 me një çift kinematik të klasës 5.
Çdo çift kinematik i sheshtë i klasës 4 zëvendësohet nga dy çifte kinematike të klasës 5 (rrotulluese dhe përkthimore), të ndërlidhura me lidhje fiktive.
Shembuj: Jepet mekanizmi i marsheve. Kërkohet të zëvendësohen çiftet kinematike të klasës 4 me çiftet kinematike të klasës 5 (Fig.):
Zgjidhje :
Këtu n=2, P 5 =2, P 4 =1 (t.B),
Pastaj W=3·2-2·2-1=1
Nëpërmjet t. NË vizatoni një tangjente t-t për të lidhur 2. Nëpërmjet t. NË në një kënd të t-t kryejnë N-N. Nga pikat A Dhe ME vizatoni pingulet me N-N. Në pikat e kryqëzimit të tyre me N-N instaloni çifte kinematike rrotulluese të klasës 5: TE Dhe L K-L.
Këndi i lidhjes së lidhjes 1 dhe lidhjes 2 me njëra-tjetrën.
(W).
Këtu n=3, P 5 =4, P 4 =0, Pastaj W=3·3-2·4=1
Mekanizmi i fërkimit është siguruar, oriz.
Këtu: n=2, P 5 =2, P 4 =1 (t.V)
Pastaj: W=3·2-22-1=1
| Oriz. njëmbëdhjetë |
Hartoni një diagram kinematik të mekanizmit të zëvendësimit dhe përcaktoni numrin e shkallëve të lirisë W,
Këtu: n=3, P 5 =4, P 4 =0. Pastaj W=3·3-2·4=1
Duke pasur parasysh mekanizmin e kamerës, oriz.
Zgjidhja:
Këtu n=2, P 5 =2, P 4 =1
Pastaj W=3·2-2·2-1=1
Nëpërmjet t. NË vizatoni një tangjente t-t te
lidhja 1 dhe lidhja 2. Nëpërmjet t. NË pingul me t-t kryejnë N-N. Aktiv N-N gjeni qendrat e lakimit të lidhjes 1 dhe lidhjes 2, instaloni në to çifte kinematike rrotulluese të klasës 5: TE Dhe L, të cilat lidhen me lidhje fiktive K-L, oriz.
Hartoni një diagram kinematik të mekanizmit të zëvendësimit dhe përcaktoni numrin e shkallëve të lirisë W, oriz.
Këtu n=3, P 5 =4, P 4 =0, Pastaj W=3·3-2·4=1
Shembuj të kryerjes së analizës strukturore të një mekanizmi.
Jepet: Diagrami kinematik i mekanizmit.
Kërkohet të kryhet një analizë strukturore e mekanizmit.
Zgjidhja:
a) Lidhjet e luajtshme: 1,2,3,4,5 . Çiftet kinematike: A, A", B, C, D, E, E"
b) W=3n-2P 5 - P 4, Këtu n=5, P 5 =7, P 4 =0 → W=3·5-2·7=1
Konsideroni mekanizmin e mbetur 0,1,2,4,0
Mekanizmi është prishur, sepse kur lidhja 1 rrotullohet, lidhja 4 do të jetë e palëvizshme.
Prandaj, është bërë gabim.
Në këtë rast, grupi strukturor i klasës III shkëputet
Grupi strukturor III klasa e 3-të.
3. Lidhjet 0.1 mbeten me çiftin kinematik A.
W=3·1-2·1=1
Prandaj, lidhja kryesore është një mekanizëm i klasës I.
Formula e strukturës I (0,1) → III 3 (2,3,4,5).
Mekanizmi bazë i klasës III.
1) Shkëputni lidhjet 1,2 me çifte kinematike A, B, C
n=2, P 5 =3, W=3·2-2·3=0.
2) shkëputni lidhjet 3,4
me çifte kinematike A", D, E,
n=2, P 5 =3, W=3 2-2 3=0
Grupi strukturor II klasi i 2-të
3) lidhjet mbeten 0,5 me çift kinematik E",
n=1, P 5 =1, W=3 1-2 1=1
Lidhja kryesore është një mekanizëm i klasës I.
Mekanizmi bazë i klasës II.Jepet një diagram kinematik i një mekanizmi të klasës 5. Kërkohet të kryhet një analizë strukturore e mekanizmit.
Lidhjet: 0, 1, 2, 3, 4, 5, 0, 6, 0
Çiftet kinematike: A, B, C, D, D", E, F, K
W=3n-2P 5 -P 4, Këtu n=6, P 5 =8, P 4 =0 → W=3 6-2 8=2
1) shkëputni lidhjet 4,5 me çifte kinematike D, D", E.
n=2, P 5 =3, W=3·2-2·3=0.
| Oriz. 41 |
Konsiderohet mekanizmi kryesor me lidhje 0,1,2,3,6,0.
Mekanizmi nuk u prish, sepse kur lidhja rrotullohet 1 dhe 6 do të jetë i lëvizshëm.
Shkëputja e grupit strukturor u krye saktë.
2) Shkëputni lidhjet 2 dhe 3 me çifte kinematike nga mekanizmi kryesor B, C, F, oriz.
n=2, P 5 =3, W=3 2-2 3=0
Grupi strukturor II klasa e 2-të.
3) Lidhjet kryesore mbeten 0,1 me çift kinematik A dhe lidhjet 0,6 me çift kinematik TE.
| Oriz. 44 |
Mekanizmi i klasës I Mekanizmi i klasës I
4) shkruani formulën për strukturën e mekanizmit:
II 2 (2.3) → II 2 (4.5)
Unë (0.6) Mekanizmi i klasës II
Analiza kinematike e mekanizmave të ingranazheve.
Detyra e analizës kinematike të mekanizmave të ingranazheve është të përcaktojë raportet e tyre të ingranazheve.
Një mekanizëm ingranazhi është një mekanizëm i përbërë nga ingranazhe të dizajnuara për të transmetuar rrotullimin nga një bosht i një makine në një bosht tjetër me një ndryshim në madhësinë e çift rrotullues të transmetuar (Mcr).
Çift rrotullimi varet nga raporti i marsheve; sa më i madh të jetë raporti i marsheve, aq më i madh është çift rrotullimi (Mcr). Mekanizmi i marsheve është i instaluar midis motorit dhe mekanizmit të punës.
Një mekanizëm ingranazhi që shërben për të zvogëluar shpejtësinë e rrotullimit ose numrin e rrotullimeve të boshtit të motorit quhet kuti ingranazhi; për të rritur - shumëzues; Për më tepër, kutia e ingranazhit rrit çift rrotullues (Mcr), dhe shumëzuesi e zvogëlon atë.
Ekzistojnë mekanizma ingranazhesh të thjeshta, planetare (satelitore), me shkallë, diferenciale dhe të mbyllura.
Mekanizmat e ingranazheve planetare, raporti i ingranazheve.
Raportet e veçanta të ingranazheve të mekanizmave të ingranazheve planetare.
Një mekanizëm ingranazhi planetar është një mekanizëm në të cilin të paktën një aks me një grup ingranazhesh (satelitë) është i lëvizshëm në hapësirë.
Mekanizmat planetare përdoren për të marrë raporte të mëdha ingranazhesh me dimensione dhe peshë më të vogël, krahasuar me mekanizmat e thjeshtë të ingranazheve. Mekanizmi i ingranazheve planetare përbëhet nga një rrotë qendrore, satelitë (numri i satelitëve nga 2 në 12), një rrotë fikse dhe një bartës (boshti lëvizës qendror i satelitëve). Ata kane W=1 dhe vijnë në llojet e mëposhtme: 1) kuti ingranazhi James (Fig. 8)
Këtu: 1 – rrota qendrore (solare); 2 – satelit; 0 – rrota fikse; N– bartës (lidhje kinematike lëvizëse).
W = 3n - 2P 5 - P 4
Këtu: n = 3 (1,2, H), P 5 = 3 (A, B, C), P 4 = 2 (D, E).
Pastaj: W=3·3-2·3-2=1
Raporti i ingranazhit të mekanizmit të ingranazheve planetare përcaktohet nga formula Willis:
(1)
Mekanizmi i zakonshëm i ingranazheve planetare cilindrike 1-0 (Fig. 9).
Pastaj: 
(2)
Zëvendësoni (2) në (1): 
Përcaktoni: a) raportin e marsheve të pasme
c) raporti i marsheve nga ingranazhi qendror në çdo rrotë lëvizëse (për shembull, një xatallit)
.
2) Kuti ingranazhi David me ingranazh të jashtëm (Fig. 10).
Dy ose më shumë rrota ingranazhesh të fiksuara në mënyrë të ngurtë në një aks përbëjnë një rrotë dhe përcaktohen me të njëjtët numra; dhe marshi i dytë, i tretë do të ketë një, dy, etj. goditjet. Në figurën 10: 2 - 2". 
, (1)
Ku – raporti i ingranazheve të një mekanizmi planetar të shkallëzuar.
Pastaj: 
(2)
Zëvendësoni (2) në (1): 
.