Кинематические параметры зубчатых механизмов

Кинематические параметры зубчатых механизмов [c.163]

Основным кинематическим параметром любого колесного механизма (фрикционного или зубчатого) является передаточное отношение, представляющее собой отношение угловой скорости сч1 звена ведущего к угловой скорости оза звена ведомого, т. е. [c.46]

Проектирование зубчатого механизма начинают с выбора и расчета основных параметров передаточного числа и, числа зубьев 2, межосевого расстояния а , диаметра колес ширины венца колес и модуля т. Если задана кинематическая схема механизма и режим работы выходного вала (частота вращения вращающий момент 7"), то на первом этапе выбирают передаточные числа каждой ступени, назначают числа зубьев колес, выбирают двигатель. После этого выполняют проектный расчет для обоснования размерных параметров передачи. Если межосевое расстояние выбирают из конструктивных соображений, то диа.метр шестерни для передачи без [c.205]

Например, для зубчатых и кулачковых механизмов достаточно полное развитие получили методы их теоретического синтеза. Используя эти методы, можно по заданным кинематическим параметрам, характеризующим движение ведомого звена, определить размеры звеньев проектируемого механизма и рассчитать поверхности элементов кинематических пар. [c.14]

Рис. 5. Осциллограммы кинематических и динамических параметров зубчато-рычажного механизма

Для выбора параметров зубчато-рычажных механизмов использовалась математическая модель, при составлении которой механизм рассматривался как трехмассовая система (рис. 26). Предполагалось, что выходной вал электродвигателя вращается с постоянной скоростью, момент трения и зазоры в кинематической цепи посто- [c.107]

Формула (47) даёт связь кинематических параметров диференциала. В левой её части стоит передаточное отношение простого зубчатого механизма в предположении неподвижности звена Н. Формула (47) для общего случая, когда механизм состоит из п колёс, имеет следующий вид [c.26]

Передаточное отношение зубчатого механизма в общем случае является функцией кинематических параметров дифференциалов г ь /2,. .., id - [c.61]

В книге на кинематических схемах станков указаны кинематические параметры звеньев числа зубьев цилиндрических и конических колес (номер зубчатого колеса означает число его зубьев), отношение числа заходов червяка к числу зубьев колеса для червячных передач (например, 1/30), диаметры шкивов для ременных передач, шаг резьбы ходового винта и число витков для винтовых механизмов (например, 10 Х1). Конечные звенья обозначены первыми двумя-тремя буквами названия звена (например заг — заготовка, ии — инструмент, кул — кулачок и т. д.), электродвигатели обозначены М, М1, М2 и т. д. [c.87]

Кинематическая точность зубчатых колес определяется комплексным параметром — кинематической погрешностью А -Для выбора степени точности входящих в механизм колес или для расчета суммарной погрешности механизма достаточно знать эту [c.176]

Момент двигателя с достаточной точностью может быть принят равным моменту на статоре балансир но установленного электродвигателя, равному в свою очередь моменту трения в двух испытуемых зубчатых механизмах (новых, с одинаковыми геометрическими и кинематическими параметрами). [c.58]

В приборных и вычислительных системах и в машиностроении применяют в основном такие же типы зубчатых передач, но условия их работы различны. Зубчатые колеса силовых передач машин работают при больших нагрузках, поэтому при их проектировании производят расчеты на прочность и долговечность. Зубчатые колеса механизмов и приборов обычно работают при малых нагрузках. В этом случае параметры колес, профили з бьев назначают исходя из условия получения необходимых общих размеров передачи, технологии изготовления, плавности хода и кинематической точности, а прочностные расчеты могут проводиться только в виде проверочных расчетов для наиболее нагруженных зубчатых пар. В некоторых автоматических системах нагрузки на зубчатые колеса могут быть значительными. В этих случаях наряду с расчетами по геометрии и кинематике проводят расчеты колес на прочность и долговечность. [c.179]

Если / 1з найдена без учета трения, то 3 = характеризует собой влияние геометрических параметров, в то время как полная величина 3 учитывает также и влияние потерь на трение в кинематических парах. Данный критерий может быть применен и для рычажных механизмов. Применительно к зубчатым и другим типам механизмов с вращающимися звеньями (входным О и выходным К) 3 равен [c.339]

Циклическая погрешность представляет собой составляющую кинематической погрешности колеса. Эта погрешность определяется постоянством передаточного отношения в пределах оборота колеса на один зуб и характеризуется волнистостью боковых поверхностей зубьев колеса. Циклические погрешности зубчатых колес сказываются на качестве профиля и равномерности окружного шага, а следовательно, и на накопленной погрешности этого параметра. Несмотря на незначительную величину, циклическая погрешность в быстроходных зубчатых передачах является причиной чрезмерного шума, вибрации, а подчас и аварий механизма. [c.257]

Изложены результаты исследования динамики устройств углового позиционирования путем сопоставления результатов моделирования зубчато-рычажного механизма на АВМ с результатами, полученными на экспериментальном стенде. При исследовании на АВМ учитываются упругие свойства звеньев кинематической цепи и зазоры в передаче, а также момент сил торможения, приложенный к ведомым звеньям механизма. Определено влияние изменения параметров на динамику поворота и выстоя ведомых звеньев зубчато-рычажных механизмов. [c.94]

Значительно увеличилось количество статей по анализу и синтезу комбинированных механизмов, в состав которых входят рычажные кулачковые, зубчатые и фрикционные механизмы. Нели в первых работах по их синтезу преобладало простое соединение методов синтеза отдельных механизмов, например, кулачковых и рычажных, то в работах последних лет описываются уже методы, созданные специально для решения задач синтеза комбинированных механизмов, т. е. такие методы, с помощью которых непосредственно находят все искомые параметры без разделения комбинированного механизма на элементарные. Кроме того, сравнительное изучение комбинированных механизмов показало, что они в ряде случаев дают наиболее удачное решение не только в отношении кинематических и динамических характеристик, но и в отношении конструктивных условий. [c.6]

При определении приведенных упруго-инерционных параметров динамической схемы механической системы с простыми зубчатыми передачами коэффициент приведения для элемента к системы принимается равным кинематическому передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Указанное правило сохраняет свою силу и для редукторных систем, содержащих простые зубчатые передачи и одноступенчатый планетарный редуктор, если последний представляется в динамической схеме редуцированным графом. Если одноступенчатый планетарный редуктор представляется полным динамическим графом, то коэффициент приведения для элемента к системы будет равен схемному передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Схемное передаточное отношение представляет собой соответствующее кинематическое передаточное отношение, подсчитанное при рассмотрении планетарного одноступенчатого редуктора (представленного полным динамическим графом) как механизма без редукции. Появление схемных передаточных отношений объясняется тем, что полный динамический граф характеризует поведение звеньев планетарного ряда в неприведенных (истинных) крутильных координатах. Иначе говоря, каждый планетарный ряд, представляемый в схеме полным динамическим графом, можно рассматривать как некоторый механизм без редукции, звенья которого (узлы динамического графа) связаны квазиупругими соединениями. [c.123]

Было установлено, что при среднем качестве изготовления механизмов надежный выстой мог быть получен (в широком диапазоне изменения скоростей) лишь при торможении ведомых звеньев. Угол поворота ведущего звена зубчато-рычажных механизмов,, соответствующий выстою фв, изменялся в пределах О—120°, а у кулачково-зубчато-рычажных и кулачково-планетарных механизмов в пределах 90—270° (табл. 25). Большую быстроходность обеспечивали зубчато-рычажные механизмы с t=l. Исследованные механизмы можно рекомендовать для применения в тех случаях когда не предъявляются высокие требования к точности конечных положений и к стабильности выстоя. Например, кулачково-планетарный механизм был применен в бисквитно-заверточном автомате и теперь надежно работает при производительности автомата ЗО циклов в минуту (фв = 240°). Были изучены кинематические и динамические параметры в широком диапазоне изменения основных параметров [68—71]. [c.72]

По последовательности расчета, изложенного в настоящем параграфе, была составлена программа для решения задачи кинематического расчета механизма № 8 на электронной цифровой вычислительной машине Раз-дан-2 . Блок-схема программы приведена на рис. 31. Поскольку с номограмм невозможно снимать точные значения кинематических характеристик механизмов, а именно такие значения параметров необходимы для расчета зубчато-рычажного механизма, то в приложении 1 приведена таблица, содержащая результаты обсчета, которые позволяют рассчитать размеры механизма и другие нужные параметры с высокой степенью точности. В таблицу включены механизмы, имеющие угол передачи [c.67]

Точность отдельных звеньев механизма определяется точностью сопряжений и кинематических пар, а следовательно, точностью изготовления и сборки деталей. Действующие стандарты на допуски различных сопряжений и передач (зубчатых, червячных, реечных и др.) ограничивают погрешности основных параметров сопрягаемых поверхностей, т. е. погрешности элементов, а не сопряжений и кинематических пар в целом. [c.51]

Существенной отличительной особенностью ГОСТ 1643—56 от ГОСТ 1643—46 является то, что по ГОСТ 1643—56 для зубчатого колеса нормы кинематической точности, плавности и контакта зубьев могут соответствовать разным степеням точности (в зависимости от эксплуатационных требований к зубчатым передачам). При разработке стандарта учтено, что случаи, когда все три вида норм должны обеспечиваться с одинаковой степенью точности, встречаются редко. Наиболее частыми являются случаи, когда одни показатели точности являются более важными. Так, для средне- и высокоскоростных передач (например, турбинных) необходимо назначать степень по нормам плавности на одну выше (точнее), чем степень по нормам кинематической точности, и, наоборот, для делительных передач и отсчетных механизмов нормы плавности могут быть на одну степень грубее, чем нормы кинематической точности. Однако комбинирование различных степеней точности имеет следующие ограничения. Нормы плавности работы колеса могут быть не более чем на две степени точнее или на одну степень грубее степени кинематической точности нормы контакта зубьев не могут быть грубее степени плавности колеса (см. п. 7 ГОСТ 1643—56). Это объясняется тем, что практически невозможно получить передачу с очень грубыми погрешностями по одним нормам и с очень малыми погрешностями — по другим, тем более что при изготовлении зубьев колес одни параметры колеса влияют на другие. [c.478]

В рассмотренном примере на кинематической схеме отсутствуют условные обозначения точности зубчатых передач. Это объясняется сложностью обозначения точности зубчатой передачи в тех случаях, когда значения параметров точности зубчатого венца колеса до установки его в механизме и после установки не совпадают. [c.144]

Приводы главного движения и подач выполняют с кинематической цепью минимальной длины, обеспечивающие высокую точность исполнения команд. С этой же целью в приводах подач широко используются беззазорные шариковинтовые пары, а также беззазорные зубчатые передачи. Последние в сочетании с направляющими качения или гидростатическими направляющими исполнительных механизмов (столов, суппортов и др.) обеспечивают высокую динамическую жесткость, плавность перемещения и стабильность параметров при самых низких скоростях. [c.200]

Выбор передачи. Передачу выбирают исходя из кинематической схемы механизма. Рхли в схеме имеется открытая зубчатая ступень или ее необходимость вызвана большим передаточным числом механизма, то вначале надо определить основные параметры открытой зубчатой ступени передаточное число и , модуль зубьев т, числа зубьев шестерни и колеса и и межосевое расстояние а ,. Передаточное число и следует назначать из ряда стандартных передаточных чисел (ГОСТ 2185-66) 2,0 (2,24) 2,5 (2,8) 3,15 (3,55) 4.0 [c.43]

В зависимости от назначения зубчато-рычажного механизма (рис. 19.12) и с целью определения его кинематических параметров необходимо найти функцию 5д = s (ф), если механизм передаточный, либо функцию положения точки шатуна /И, если механизм направ-яяющий. Для обоих случаев необходимо определить координаты точки М сателлита планетарного зубчатого механизма в функции от поворота водила 1, являющегося входным звеном механизма. Радиус-вектор 0 ,М точки М определяется уравнением [c.239]

При унификации размеров детали могут возникнуть затруднения при достижении высокой компактности компоновки, так как при этом не лучшим образом будут решены вопросы взаимополо-жения сопрягаемых деталей и обеспечения минимальных размеров. Например, унификация модуля зубчатой передачи, которая может быть направлена в сторону только увеличения его значения, при сохранении кинематических параметров (числа зубьев) приводит к увеличению габаритов зубчатой передачи и может привести к снижению уровня компактности всего механизма. [c.79]

Динамические погрешности механизмов. Исследование динамических погрешностей выполняют с использованием динамических моделей, в которых учитывают инерционные и упруго-диссипати"в-ные свойства элементов механизмов. Обычно используют модели с сосредоточенными параметрами и представляют механизмы колебательными системами с сосредоточенными массами (массовыми моментами инерции) и безмассовыми упругими элементами. Движение механизмов описывают дифференциальными уравнениями, составленными, например, методом Лагранжа [9, 791. При исследовании рассматривают упругую податливость звеньев и элементов кинематических пар механизмов. Например, в колебательной модели кулачкового механизма (рис. 11.5, а, б) учитывают массу толкателя и жесткость с толкателя или высшей кинематической пары кулачок-толкатель [791. В зубчатых механизмах (рис. 11.5,6—д) принимают во внимание инерционные свойства ротора двигателя 1 , зубчатых колес Ji (/1,2)1 нагрузки Js, жесткости валов (сц с ) и зацеплений зубчатых колес (сх, [c.638]

Передача движения при помощи зубчатых колес находит применение по преимуществу в тех случаях, когда требуется сохранение передаточного числа и надежность сцепления. Лишь в редких случаях применяются пекруглые зубчатые колеса, причем возможные закономерности изменения передаточного числа все же ограничены. Применение кулаков и эксцентриков в этом отношении имеет большие преимущества. При помощи этих детален возможно осуществить преобразование вращательного движения в поступательное, или во вращательное же, как в плоском, так и в пространственном расположении звеньев механизма кроме того, возможно преобразование равномерного вращательного движения в неравномерное движение заданного звена механизма, причем закономерность изменения кинематических параметров может быть выбрана по усмотрению конструктора. Наконец, кулаки и эксцентрики позволяют осуществлять прерывистое движение рабочего органа машины с остановками в заданные моменты времени и на заданную продолжительность. [c.354]

После того как передаточные отношения всех передач, входящих в состав кинематической схемы станка, установлены, необходимо определить числа зубьев зубчатых и червячных колес, диаметры шкивов, числа заходов червяков, величины шага ходовых винтов. Это не представляет никаких затруднений, если названные кинематические параметры отдельных передач не связаны между собой и определяются лишь величиной требуемого передаточного отношения. Несколько более сложно вычисление этих параметров в тех случаях, когда они подчинены дополнительным условиям. Последнее относится главным образом к числам зубьев колес двух- или многоваловых механизмов типа коробок скоростей, редукторов и коробок подач. [c.104]

Отдельной составной частью руководства является паспорт станка, оформленный на специальных стандартных бланках. Паспорт содержит осАовиые данные станка (характеристику) спецификацию сборочных единиц (узлов) станка таблицу основных параметров зубчатых колес, червяков, винтов и гаек кинематическую схему станка таблицу механики главного движения (положение рукояток и соответствующие им частоты вращения шпинделя, наибольшие допускаемые крутящие моменты, мощности, к.п.д., указания о слабых звеньях) таблицу механизма подачи (положение рукояток и соответствующие им величины подачи и шагов резьб), схему расположения и спецификацию подшипников. К Руководству прилагаются чертежи наиболее часто заменяемых деталей станка. [c.107]

Механизмы с числом пассивных связей к больше V. Этот случай практически осуществляется, когда в механизме имеются кинематические пары с числом степеней свободы меньшим, чем это требуется из условия наложения на механизмы общих связей. Однако применение таких пар становится возможным лишь из-за специфики устройства самого механизма. Под спецификой устройства в данном случае понимается, например, выбор определенных соотношений между размерами звеньев при использовании вращательных пар — специальное расположение их осей в пространстве для высших пар типа фрикционных дисков — специальное очертание дисков, например, по концентрическим окружностям, по эллиптическим или овальным кривым, со специальным подсчетом параметров и т. д. Для высших пар типа зубчатых зацеплений под спецификой подразумевается специальное нарезание боковых поверхностей зубьев. Например, в винтовых колесах боковые поверхности зубьев имеют между собой точечный контакт, обеспечивающий 5 степеней свободы в относительном движении, а в червячной передаче благодаря специфике нарезания (см. гл. XVII, стр. 501), пара, образованная боковыми поверхностями зубьев колеса и ниток червяка, будет парой [c.60]

Суш,ествуюгцая методика диагностирования этих устройств по суммарному угловому зазору выходных кинематических пар малоэффективна ввиду недостаточной глубины диагноза. Ограниченность по времени циклов полного функционирования привода в целом снижает возможности виброакустического метода технической диагностики в известной спектральной или корреляционной реализации [11. Значительные моменты трения в конечных опорах исполнительного звена по сравнению с моментами сопротивлений в промежуточных кинематических парах затрудняют применение известного способа дифференциального определения технического состояния зубчатых передач [2]. Кроме этого, из-за взаимного влияния вибрации агрегатов рассматриваемого объекта оказывается недостаточной также и одномерная модель системы диагностирования зубчатых передач [3]. Поэтому для механизмов угловой ориентации необходима разработка системы диагностирования, рационально использующей преимущества современных методов распознавания и определения структурных параметров. [c.107]

Погрешности разделяют на теоретические, кинематические (статические, инструментальные) и динамические. Теоретические погрешности являются системати чески ми и вызваны допущениями при проектировании выбором более простой кинематической схемы, ЧбхМ требуете, (погрешность схемы, структурная погрешность), округлением значений параметров при выражении их иррациональными числами (например, погрешность передаточного отношения зубчатой передачи), конструктивными трудностями реализации многоподвижных кинематических пар. Кинематические погрешности механизмов определяются в основном их первичными погрешностями, разделяемыми на технологические (погрешности размеров и сборки) и эксплуатационные (зазоры, трение в кинематических парах, деформация деталей). Погрешность механизма, вызванную отдельной первичной погрешностью, называют частичной, а результат действия всех первичных погрешностей — yм apнoй погрешностью механизма Аг/д, вычисляемой по одной из формул [c.216]

Волновая передача ос1ювана на новом принципе преобразования параметров вращателького движения посредством волновой деформации одного из кинематических звеньев механизма. Впервые этот прии-цип был предложен А. И. Москвитиным в 1944 г. для фрикционной передачи с электромагнитным генератором волн и затем В. Массером в 1959 г. для зубчатой передачи с механическим генератором. [c.164]

Первая задача, требующая самостоятельного разрешения, состоит в подборе недостающих параметров по некоторым наперед заданным условиям, вытекающим пз требований технологического процесса либо из других рациональных условий (повышения износоустойчивости, уменьшения размеров, времени холостого хода и т. п.). Так, например, при синтезе кинематической схемы рабочей машины или двигателя требуется по заданному коэффициенту изменения скорости хода машины или по заданному значению угловой скорости ведущего звена и максимальному или минимальному значению угловой скорости ведомого звена, а также по другим данным определить недостающие ос1ювные размеры и т. д. В состав большинства проектных заданий входят, кроме шарнирно-рычажных механизмов, также кулачковые и трансмиссионные механизмы-приводы, предназначенные для передачи движения к исполнительным органам. В руководстве рассмотрены лишь механизмы с жесткими звеньями, кинематические цепи которых образованы в основном зубчатыми и червячны.ми колесами эти механизмы, как [c.6]

Рассмотрим ее кинематическую схему (рис. 7.17). На рисунке видно, что в схему головки входят синусный механизм с длиной )ычага а и кулисный механизм, параметры которого — г и I. 1еремещение измерительного стержня трансформируется синусным, а затем кулисным механизмом и усиливается зубчатой передачей, приводящей к вращению стрелки длиной L. Выходным сигналом данного прибора, таким образом, является перемещение конца стрелки Sbm- [c.157]

Выражение (83) позволяет определить основные параметры автоматической системы исютючения невертикальных сил. Для того чтобы предотвратить раскачивание ВУ, перемещение опорной части должно осуществляться плавно, без рывков, с малой скоростью, соответствующей скорости отклонения грузоприемного блока. Осуществление плавного передвижения опорной части ВУ с большой массой представляет достаточно сложную задачу. Плавное, без остановок и рывков движение требует обеспечения значительной жесткости всей кинематической цепи механизма передвижения, что невозможно выполнить при традиционной схеме передачи крутящего момента через ходовые колеса, редуктор и зубчатые передачи, имеющие люфты. В ПО Точмаш разработан оригинальный привод передвижения с диапазоном регулирования скорости 0-25 мм/с и плавным, без рывков и остановок перемещением весового агрегата с приложенной нагрузкой. [c.218]

В. качестве передаточного механизма в РЭА применяется редуктор, который оказывает значительное влияние на точность в долговечность аппаратуры. Допуски и посадки в кинематических цепях. редуктора в значительной степени определяют его долговечность, надежность, наибольший сум<марный момент трения, плавность вращения зубчатых колес, кинематическую точность и мертвый ход. На ти параметры оказывают влияние величина активного профиля, материал трущихся частей, вид обработки, шероховатость поверхностей, радиальные зазоры в опорах, боковые зазоры в зацеплении зубчатых колес. Боковой зааор, в свою очередь, зависит от ряда факторов, из которых главными являются колебания межцентрового расстояния, допуск на толщину зубьев сопряженных колес ло делительной окружности, эмсценя риоитеты зубчатых венцов сопряженных колес относительно их осей. Кроме того, бокавой зазор зависит и от зазоров в опорах, перекосов, вызванных смещением противоположных подшипниковых отверстий, а также от допуска на перпендикулярность осей и т. д. [c.42]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...