Ang mga mekanismo ng gear ay nagsisilbing magpadala ng rotational motion mula sa isang shaft patungo sa isa pa, upang baguhin ang magnitude at direksyon ng angular velocity at torque.
Batay sa kamag-anak na posisyon ng mga shaft, ang mga flat at spatial na gear ay nakikilala. Sa mga patag na mekanismo, ang mga axes ng pag-ikot ng mga link ay parallel, at lahat ng mga link ay umiikot sa parallel na mga eroplano. Sa kasong ito, ang pag-ikot ay ipinapadala na may pare-pareho ang ratio ng gear gamit ang mga bilog na cylindrical na gulong (Larawan 1).
|
|
|
Sa mga spatial na gear, ang mga rotation axes ng mga link ay nagsalubong (bevel gears) o cross (worm, screw, spiroid at hypoid gears).
Mayroong panlabas (Larawan 1.a), panloob (Larawan 1.b) at rack at pinion gear.
Ang ratio ng angular velocity ng drive shaft j sa angular velocity ng driven shaft k ay tinatawag na gear ratio at tinutukoy ng titik na "u" na may kaukulang mga indeks:
Ang plus sign ay tumutukoy sa panloob na gearing, at ang minus sign ay tumutukoy sa panlabas na gearing. Upang makakuha ng malalaking ratio ng gear, ginagamit ang mas kumplikadong multi-stage na mekanismo ng gear.
Ang gear stage ay isang transmission sa pagitan ng dalawang link na matatagpuan sa pinakamalapit na fixed axes. Ang bilang ng mga hakbang sa mga mekanismo ng gear ay katumbas ng bilang ng mga nakapirming axes minus isa.
Ang mga hakbang ay simple at planetary. Sa Fig. 2. A at C - simple, B - mga yugto ng planeta. Kung ang bilis ng pag-ikot ng driven shaft ay mas mababa kaysa sa bilis ng pag-ikot ng drive shaft, kung gayon ang naturang mekanismo ay tinatawag na gearbox.
Ang mga mekanismo ng gear na may mga wheel axle na hindi gumagalaw na may kaugnayan sa stand ay nahahati sa karaniwan at stepped. Sa mga ordinaryong mekanismo (Larawan 3), ang bawat axis ay may isang gulong. Sa mga mekanismo ng hakbang, ang bawat axle, maliban sa drive at driven, ay may dalawang gulong. Sa Fig. 4. nagpapakita ng diagram ng isang tatlong yugto na mekanismo. Para sa kanya
|
|
Kapag nagpapadala ng pag-ikot sa pamamagitan ng mga gulong ng bevel, ang tanda ng ratio ng gear ay tinutukoy ng panuntunan ng mga arrow (Larawan 2.5). Kung ang mga arrow sa drive at driven na mga gulong, na matatagpuan sa mga parallel shaft, ay nakadirekta sa parehong direksyon, kung gayon ang gear ratio ay magkakaroon ng plus sign, kung sa magkasalungat na direksyon, pagkatapos ay may minus sign.
|
|
|
Para sa mekanismo na ipinapakita sa Fig. 5.
Ang mga mekanismo ng gear na may mga gulong na ang mga palakol ay gumagalaw sa kalawakan ay tinatawag na mga satellite (Larawan 2.6a). Ang mga gulong 1 at 3, na umiikot sa isang nakapirming gitnang axis, ay tinatawag na sentral, at ang gulong 2, na ang axis ay gumagalaw sa kalawakan, ay tinatawag na satellite. Ang Link H, kung saan ang axis ng satellite 2 ay naayos, ay tinatawag na carrier.
|
|
|
Ang mga mekanismo ng satellite na may dalawa o higit pang antas ng kalayaan ay tinatawag na kaugalian, at ang mga may isang antas ng kalayaan ay tinatawag na planetaryo.
Ang kaugnayan sa pagitan ng angular velocities ng mga link ay maaaring matukoy gamit ang motion reversal method. Ang kakanyahan nito ay nakasalalay sa katotohanan na ang lahat ng mga link ng mekanismo ay binibigyan ng karagdagang pag-ikot na may isang angular na bilis na katumbas ng magnitude sa angular na bilis ng pag-ikot ng carrier, ngunit kabaligtaran sa direksyon (-ω n). Kasabay nito, humihinto ang pag-iisip ng carrier at ang mekanismo ng kaugalian ay nagiging isang reverse na mekanismo, kung saan ang mga palakol ng lahat ng mga gulong ay hindi gumagalaw. Ang mga bagong angular na bilis ng mga link sa reverse motion ay pantay
Ang ratio ng gear mula sa unang link hanggang sa pangatlo para sa baligtad na mekanismo ay may anyo
Ang Formula (4) ay tinatawag na Willis formula, kung saan para sa isang tiyak na mekanismo ayon sa Fig. 6,a
Dahil sa dalawang bilis, maaaring gamitin ang formula (4) upang matukoy ang ikatlong bilis.
Tandaan na ang Willis formula ay maaaring isulat para sa alinmang dalawang link. Halimbawa, ayon sa formula (5)
Dahil ω3=0, kung gayon
Sa ilang mga kaso, ipinapayong gumamit ng pinagsamang mekanismo ng gear na binubuo ng mga gear ng iba't ibang uri. Halimbawa, ang mekanismo na ipinapakita sa Fig. 2.2, ay may dalawang simpleng yugto at isang planetary stage. Gear ratio ng buong mekanismo
Sa teknolohiya, ginagamit ang mga mekanismo ng satellite, na binubuo ng isang kaugalian, sa pagitan ng mga nangungunang link kung saan naka-install ang isang intermediate na gear. Ang paghahatid na ito ay nagpapataw ng karagdagang kondisyon ng pagkabit, at ang mekanismo ng kaugalian ay nagiging isang kumplikadong mekanismo ng planeta na may isang antas ng kadaliang kumilos. Ang ganitong mekanismo ay tinatawag na closed differential.
Sa mga gawain, ang paghahatid ng gear mula sa de-koryenteng motor hanggang sa huling (output) na gulong ay kinabibilangan ng parehong mga simpleng pagpapadala (na may mga nakapirming axes) at mga planetary o kaugalian (na may mga gumagalaw na axes). Upang kalkulahin ang bilang ng mga rebolusyon ng link ng output, kinakailangan upang hatiin ang buong paghahatid sa mga zone: bago ang kaugalian, ang kaugalian na zone at pagkatapos ng kaugalian. Para sa bawat zone, tinutukoy ang gear ratio. Para sa mga zone bago ang differential at pagkatapos ng differential, ang gear ratio ay tinutukoy ng direktang ratio ng angular velocities ng gears o ang inverse ratio ng kanilang mga numero ng ngipin. Ang bilang na ipinahayag bilang ratio ng bilang ng mga ngipin ay dapat na i-multiply sa (-1) m, kung saan ang m ay ang bilang ng mga panlabas na gear. Ang gear ratio para sa differential zone ay tinutukoy gamit ang Willis formula.
Ang kabuuang ratio ng gear ay tinukoy bilang ang produkto ng mga ratio ng gear ng lahat ng mga zone.
Hinahati ang mga rebolusyon ng input shaft ng buong gear train sa kabuuang gear ratio, nakukuha namin ang mga rebolusyon ng output link.
Ang susunod na yugto ay isang kinematic na pag-aaral ng paghahatid na ito gamit ang isang graphical na pamamaraan. Upang gawin ito, kailangan mong gumuhit ng isang diagram ng gear sa kanang bahagi ng sheet, pagkatapos hatiin ito sa dalawang humigit-kumulang pantay na bahagi. Sa kaliwang bahagi, ang pagtatayo ng gearing ay ibinigay.
Ang diagram ng mekanismo ay iginuhit sa isang sukat na proporsyonal sa bilang ng mga ngipin ng gulong, dahil Ang mga diameter ng mga gulong ay proporsyonal sa kanila. Sa kanan ng diagram, isang larawan ng mga linear velocities ng mga punto ng mekanismo ng gear ay itinayo, at sa ibaba nito ay isang larawan ng angular velocities. Ang mga resulta na nakuha mula sa angular velocity pattern ay inihambing sa mga resulta na nakuha sa analytical.
Tingnan natin ang isang halimbawa.
Sa mga gawaing ito, kinakailangan upang matukoy ang mga ratios ng gear sa pagitan ng mga link ng mekanismo.
Kinematic analysis ng planetary mechanism
1. Tukuyin ang antas ng kadaliang mapakilos ng mekanismo:
Sa mekanismong ito, ang mga gumagalaw na link ay 1, 2, 3, 4, H. Samakatuwid, ang mga mas mababang kinematic na pares ay bumubuo ng mga link 1 kasama ang stand, 2 kasama ang carrier H, wheel 3 at ang stand ay bumubuo ng dalawang mas mababang kinematic na pares, link 4 kasama ang kinatatayuan. Ang kabuuang Higher kinematic pairs ay nabuo sa mga wheel engagement, i.e. sa mga puntong A, B, C at D. Kabuuan
2. Mula sa kondisyon ng pagkakahanay, nakita namin ang hindi kilalang bilang ng mga ngipin, i.e. At
3. Isinulat namin ang Willis formula para sa bawat planetary zone. Para sa zone 1-2-3-Н:
Para sa zone 1-4-3:
Tandaan na ang expression na ito ay nakuha mula sa equation (2). I-substitute natin ang resultang value sa equation (1):
Ang expression na ito ay kumakatawan sa nais na gear ratio
Paraan ng graphic (Larawan 14)
Ang graphical na paraan ay kinakailangan upang i-verify ang kawastuhan ng analytical na pagkalkula.
Inilalagay namin ang lahat ng mga punto ng cylindrical gears ng mekanismo sa linya ng poste. Bukod dito, sumasang-ayon kami na itatalaga namin sa pamamagitan ng mga stroke ang mga punto ng mekanismo, ang bilis
|
Ipino-project namin ang point b sa larawan 3, pagkatapos ay ikinonekta namin ang mga point b at , at makuha namin ang larawan 2, kung saan namin i-project ang point. Pagkatapos ay ikinonekta namin ang point sa point O. Nakuha namin ang larawan H.
Susunod, na nakuha ang pole point m, nag-plot kami ng isang di-makatwirang segment m-S. Mula sa punto S gumuhit kami ng mga ray parallel sa mga larawan 1, 2, 3, 4, H. Dahil dito, nakuha namin ang mga vectors: , , , , . Ang nais na ratio ng gear ay ipinahayag ng sumusunod na ratio: 
.
Synthesis ng gearing (Figure 15).
Radii ng mga unang bilog:
saan ang radius ng inisyal na bilog ng 4' wheel.
nasaan ang radius ng paunang bilog ng 3’ wheel;
Radii ng mga pangunahing bilog:
Hakbang sa paunang bilog:
Mga sukat ng ngipin: taas ng ulo 
taas ng binti
radii ng bilog ng ulo: 
radii ng circumference ng binti: 
Kapal ng ngipin at lapad ng lukab sa paunang bilog:
Distansya sa gitna:
Ang pagkakaroon ng pagtatayo ng gearing, nakita namin ang overlap coefficient
kung saan: - haba ng arko ng pakikipag-ugnayan;
Engagement pitch;
Haba ng praktikal na bahagi ng linya ng pakikipag-ugnayan;
Anggulo ng pakikipag-ugnayan.
Ang halaga ng overlap coefficient ay dapat ihambing sa halaga nito na tinutukoy nang analytical:
Tala ng pagkukumpara
MGA ESPESYAL NA TABLE
Ang manwal na ito ay naglalaman ng mga talahanayan. 9.1-9.5 para sa unequally displaced gearing, pinagsama-sama ng prof. V.N. Kudryavtsev, at mesa. 9.6 para sa hindi pantay na gearing, pinagsama-sama ng TsKBR (Central Design Bureau of Gearbox Manufacturing).
Mga mesa ng Prof V.N. Ang Kudryavtsev ay naglalaman ng mga halaga ng mga coefficient ξ 1 at ξ 2, ang kabuuan ng kung saan ξ ang pinakamataas na posible kung ang mga pangunahing kinakailangan na nakasaad sa itaas ay natutugunan.
Ang data na ibinigay sa mga talahanayan na ito ay dapat gamitin bilang mga sumusunod:
1. Kung 2 ≥u 1,2 ≥ 1, pagkatapos ay una sa talahanayan. 9.2, na ibinigay sa Z 1, ang coefficient ψ ay natagpuan. Pagkatapos, sa Talahanayan 9.3, na ibinigay sa Z 1 at Z 2, ang mga coefficient na ξ 1 at ξ 2 ay matatagpuan. Ang mga coefficient ξ C at α ay tinutukoy ng mga formula (tingnan sa ibaba). Ang anggulo ng pakikipag-ugnayan ay tinutukoy gamit ang isang nomogram.
2. Kung 5 ≥u 1,2 ≥2, pagkatapos ay una sa talahanayan. 9.4, na ibinigay Z 1, hanapin ang mga coefficient ψ at ξ 1. Pagkatapos ay sa talahanayan. 9.5, ibinigay Z 1 at Z 2, hanapin ang koepisyent ξ 2. Pagkatapos ay magpatuloy gaya ng inilarawan.
mesa 9.6 ay naglalaman ng mga displacement coefficient para sa equidisplaced gearing.
Kapag pinipili ang mga coefficient na ito, bilang karagdagan sa mga pangunahing kinakailangan, ang kinakailangan ay natutugunan na ang pinakamalaking halaga ng mga coefficient λ 1 at λ 2 sa mga binti ay sapat na maliit at katumbas din ng bawat isa. Kapag ginagamit ang talahanayan. 9.6, kailangan mong tandaan na ang kundisyon Z C ≥34 ay dapat matugunan.
Mga formula para sa pagtukoy ng ξ C at α:
ξ С = ξ 1 + ξ 2
ψ =ξ С - α.
Talahanayan 9.1 - Mga halaga ng koepisyent para sa hindi pantay na paglipat ng gearing sa 2 ≥u 1.2 ≥ 1
| Z 1 | |||||||
| 0.127 | 0.145 | 0.160 | 0.175 | 0.190 | 0.202 | 0.215 | |
| Z 1 | |||||||
| 0.227 | 0.239 | 0.250 | 0.257 | 0.265 | 0.272 | 0.276 |
Talahanayan 9.2
| Z 1 | ||||||||||||||
| Z 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 |
| 0.390 | 0.395 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0.430 | 0.372 | 0.444 | 0.444 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0.464 | 0.354 | 0.479 | 0.423 | 0.486 | 0.486 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0.513 | 0.341 | 0.515 | 0.400 | 0.524 | 0.462 | 0.525 | 0.425 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0.534 | 0.330 | 0.543 | 0.386 | 0.557 | 0.443 | 0.565 | 0.506 | 0.571 | 0.571 | -- | -- | -- | -- | |
| 0.551 | 0.322 | 0.566 | 0.376 | 0.588 | 0.426 | 0.600 | 0.485 | 0.609 | 0.547 | 0.608 | 0.608 | -- | -- | |
| 0.568 | 0.317 | 0.589 | 0.365 | 0.614 | 0.414 | 0.631 | 0.468 | 0.644 | 0.526 | 0.644 | 0.586 | 0.646 | 0.646 | |
| 0.584 | 0.312 | 0.609 | 0.358 | 0.636 | 0.405 | 0.661 | 0.452 | 0.677 | 0.508 | 0.678 | 0.566 | 0.683 | 0.624 | |
| 0.601 | 0.308 | 0.626 | 0.353 | 0.659 | 0.394 | 0.686 | 0.441 | 0.706 | 0.492 | 0.716 | 0.542 | 0.720 | 0.601 | |
| 0.617 | 0.303 | 0.646 | 0.345 | 0.676 | 0.389 | 0.706 | 0.433 | 0.731 | 0.481 | 0.744 | 0.528 | 0.756 | 0.580 | |
| 0.630 | 0.299 | 0.663 | 0.341 | 0.694 | 0.384 | 0.726 | 0.426 | 0.754 | 0.472 | 0.766 | 0.519 | 0.781 | 0.568 | |
| -- | 0.297 | 0.679 | 0.337 | 0.714 | 0.376 | 0.745 | 0.419 | 0.775 | 0.463 | 0.793 | 0.507 | 0.809 | 0.554 | |
| -- | -- | 0.693 | 0.334 | 0.730 | 0.372 | 0.763 | 0.414 | 0.792 | 0.458 | 0.815 | 0.497 | 0.833 | 0.543 | |
| -- | -- | 0.706 | 0.333 | 0.745 | 0.369 | 0.780 | 0.409 | 0.813 | 0.449 | 0.834 | 0.491 | 0.856 | 0.534 | |
| -- | -- | -- | -- | 0.758 | 0.368 | 0.796 | 0.405 | 0.830 | 0.445 | 0.854 | 0.483 | 0.878 | 0.525 | |
| -- | -- | -- | -- | 0.773 | 0.365 | 0.813 | 0.400 | 0.848 | 0.440 | 0.869 | 0.480 | 0.898 | 0.517 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.826 | 0.399 | 0.862 | 0.438 | 0.892 | 0.470 | 0.916 | 0.511 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.840 | 0.397 | 0.881 | 0.431 | 0.907 | 0.467 | 0.936 | 0.504 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.894 | 0.430 | 0.921 | 0.465 | 0.952 | 0.500 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.908 | 0.428 | 0.936 | 0.462 | 0.968 | 0.496 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.951 | 0.459 | 0.981 | 0.495 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.967 | 0.455 | 0.999 | 0.490 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,014 | 0.487 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,030 | 0.483 |
| Z 1 | ||||||||||||||
| Z 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 |
| 0,684 | 0,684 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,723 | 0,658 | 0,720 | 0,720 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,756 | 0,639 | 0,756 | 0,699 | 0,755 | 0,755 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,792 | 0,617 | 0,793 | 0,676 | 0,793 | 0,731 | 0,782 | 0,782 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,814 | 0,609 | 0,830 | 0,652 | 0,831 | 0,707 | 0,821 | 0,758 | 0,812 | 0,812 | -- | -- | -- | -- | |
| 0,849 | 0,588 | 0,860 | 0,636 | 0,866 | 0,686 | 0,861 | 0,732 | 0,850 | 0,787 | 0,839 | 0,839 | -- | -- | |
| Z 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 |
| 0,871 | 0,579 | 0,888 | 0,622 | 0,893 | 0,673 | 0,892 | 0,715 | 0,884 | 0,761 | 0,872 | 0,820 | 0,865 | 0,865 | |
| 0,898 | 0,566 | 0,915 | 0,609 | 0,926 | 0,654 | 0,925 | 0,696 | 0,924 | 0,742 | 0,913 | 0,793 | 0,898 | 0,845 | |
| 0,916 | 0,561 | 0,937 | 0,601 | 0,948 | 0,645 | 0,951 | 0,683 | 0,950 | 0,729 | 0,946 | 0,774 | 0,934 | 0,822 | |
| 0,937 | 0,552 | 0,959 | 0,592 | 0,976 | 0,632 | 0,976 | 0,672 | 0,984 | 0,708 | 0,979 | 0,755 | 0,966 | 0,804 | |
| 0,958 | 0,543 | 0,980 | 0,583 | 0,997 | 0,624 | 1,000 | 0,662 | 1,007 | 0,700 | 1,010 | 0,737 | 1,000 | 0,784 | |
| 0,976 | 0,537 | 0,997 | 0,578 | 1,018 | 0,615 | 1,023 | 0,651 | 1,031 | 0,689 | 1,038 | 0,723 | 1,033 | 0,764 |
Pagpapatuloy ng mesa. 9.2
| 0,994 | 0,532 | 1,017 | 0,571 | 1,038 | 0,608 | 1,045 | 0,641 | 1,051 | 0,678 | 1,055 | 0,718 | 1,060 | 0,750 | |
| 1,011 | 0,528 | 1,038 | 0,562 | 1,056 | 0,602 | 1,065 | 0,634 | 1,075 | 0,669 | 1,084 | 0,701 | 1,081 | 0,741 | |
| 1,026 | 0,525 | 1,054 | 0,559 | 1,076 | 0,594 | 1,082 | 0,629 | 1,094 | 0,662 | 1,101 | 0,696 | 1,105 | 0,730 | |
| 1,041 | 0,522 | 1,071 | 0,554 | 1,093 | 0,589 | 1,102 | 0,622 | 1,114 | 0,655 | 1,121 | 0,689 | 1,127 | 0,729 | |
| 1,059 | 0,516 | 1,088 | 0,550 | 1,110 | 0,584 | 1,122 | 0,614 | 1,131 | 0,650 | 1,145 | 0,678 | 1,149 | 0,719 | |
| 1,072 | 0,515 | 1,102 | 0,547 | 1,127 | 0,580 | 1,140 | 0,608 | 1,154 | 0,639 | 1,163 | 0,672 | 1,170 | 0,702 | |
| 1,088 | 0,511 | 1,117 | 0,545 | 1,141 | 0,578 | 1,157 | 0,603 | 1,172 | 0,634 | 1,180 | 0,667 | 1,188 | 0,696 | |
| -- | -- | 1,131 | 0,542 | 1,159 | 0,573 | 1,172 | 0,601 | 1,187 | 0,631 | 1,200 | 0,659 | 1,206 | 0,690 | |
| -- | -- | 1,145 | 0,540 | 1,173 | 0,570 | 1,186 | 0,599 | 1,204 | 0,626 | 1,218 | 0,653 | 1,223 | 0,685 | |
| -- | -- | -- | -- | 1,187 | 0,568 | 1,201 | 0,595 | 1,222 | 0,622 | 1,232 | 0,651 | 1,241 | 0,680 | |
| -- | -- | -- | -- | 1,201 | 0,567 | 1,218 | 0,591 | 1,233 | 0,621 | 1,249 | 0,647 | 1,260 | 0,673 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,231 | 0,589 | 1,250 | 0,616 | 1,265 | 0,643 | 1,276 | 0,669 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,247 | 0,586 | 1,266 | 0,612 | 1,279 | 0,640 | 1,291 | 0,665 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,279 | 0,611 | 1,295 | 0,636 | 1,306 | 0,662 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,293 | 0,609 | 1,310 | 0,634 | 1,321 | 0,659 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,325 | 0,631 | 1,336 | 0,657 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,338 | 0,629 | 1,350 | 0,654 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,365 | 0,651 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,379 | 0,649 |
Talahanayan 9.3 - Mga halaga ng mga coefficient ψ at ξ 1 para sa hindi pantay na paglipat ng panlabas na gearing sa 5 ≥u 1.2 ≥2
| Z 1 | |||||||||||
| ψ | 0,16 | 0,17 | 0,18 | 0,19 | 0,20 | 0,21 | 0,22 | 0,23 | 0,24 | 0,25 | 0,25 |
| ξ 1 | 0,66 | 0,73 | 0,80 | 0,96 | 0,92 | 0,98 | 1,04 | 1,10 | 1,16 | 1,22 | 1,27 |
Talahanayan 9.4 -
| Z 1 | Mga halaga sa Z 1 | ||||||||||
| 0,442 | 0,425 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,501 | 0,486 | 0,471 | 0,463 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,556 | 0,542 | 0,528 | 0,522 | 0,518 | 0,512 | 0,505 | -- | -- | -- | -- | |
| 0,610 | 0,596 | 0,582 | 0,577 | 0,575 | 0,569 | 0,564 | 0,560 | 0,553 | 0,606 | -- | |
| 0,661 | 0,648 | 0,635 | 0,632 | 0,628 | 0,624 | 0,620 | 0,616 | 0,611 | 0,662 | 0,566 | |
| 0,709 | 0,696 | 0,685 | 0,684 | 0,682 | 0,676 | 0,674 | 0,671 | 0,667 | 0,716 | 0,623 | |
| 0,754 | 0,745 | 0,734 | 0,732 | 0,731 | 0,728 | 0,727 | 0,722 | 0,720 | 0,769 | 0,677 | |
| -- | 0,789 | 0,782 | 0,780 | 0,779 | 0,778 | 0,777 | 0,773 | 0,772 | 0,820 | 0,729 | |
| -- | -- | 0,822 | 0,825 | 0,826 | 0,827 | 0,825 | 0,823 | 0,821 | 0,868 | 0,778 | |
| -- | -- | -- | 0,866 | 0,870 | 0,872 | 0,874 | 0,871 | 0,869 | 0,916 | 0,828 | |
| -- | -- | -- | -- | 0,909 | 0,914 | 0,917 | 0,920 | 0,919 | 0,965 | 0,876 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | 0,954 | 0,957 | 0,961 | 0,962 | 1,008 | 0,924 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0,998 | 1,010 | 1,003 | 1,048 | 0,964 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,042 | 1,046 | 1,088 | 1,005 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,086 | 1,129 | 1,045 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,087 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,131 |
Talahanayan 9.5 - Mga halaga ng coefficient ξ 2 para sa hindi pantay na paglipat ng panlabas na gearing sa 5 ≥u 1.2 ≥2
| Mga halaga sa Z 1 | ||||||||||||
| Z 1 | ||||||||||||
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0,000 | -- | -- | -- | -- | -- | |
| -- | -- | -- | -- | -- | 0,060 | 0,032 | -- | -- | -- | -- | -- | |
| -- | -- | -- | -- | 0,124 | 0,094 | 0,060 | 0,030 | 0,000 | -- | -- | -- | |
| -- | -- | -- | 0,182 | 0,159 | 0,120 | 0,086 | 0,056 | 0,027 | 0,000 | -- | -- | |
| -- | -- | 0,241 | 0,220 | 0,181 | 0,144 | 0,110 | 0,080 | 0,052 | 0,025 | 0,000 | -- | |
| -- | 0,300 | 0,283 | 0,239 | 0,201 | 0,165 | 0,131 | 0,101 | 0,078 | 0,047 | 0,023 | 0,000 | |
| 0,358 | 0,343 | 0,299 | 0,256 | 0,219 | 0,183 | 0,149 | 0,119 | 0,092 | 0,067 | 0,043 | 0,021 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,313 | 0,271 | 0,235 | 0,199 | 0,165 | 0,136 | 0,109 | 0,085 | 0,062 | 0,041 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,326 | 0,285 | 0,248 | 0,213 | 0,180 | 0,151 | 0,125 | 0,101 | 0,079 | 0,058 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,337 | 0,297 | 0,260 | 0,226 | 0,191 | 0,168 | 0,138 | 0,115 | 0,094 | 0,078 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,347 | 0,308 | 0,271 | 0,238 | 0,205 | 0,178 | 0,152 | 0,128 | 0,107 | 0,087 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,356 | 0,318 | 0,281 | 0,249 | 0,216 | 0,189 | 0,163 | 0,140 | 0,119 | 0,100 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,364 | 0,327 | 0,291 | 0,258 | 0,226 | 0,199 | 0,173 | 0,150 | 0,130 | 0,111 |
Ipinagpatuloy mula sa Talahanayan 9.5
| 0,400 | 0,350 | 0,372 | 0,335 | 0,300 | 0,266 | 0,235 | 0,208 | 0,183 | 0,160 | 0,140 | 0,122 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,379 | 0,343 | 0,308 | 0,274 | 0,243 | 0,216 | 0,192 | 0,170 | 0,150 | 0,132 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,385 | 0,350 | 0,315 | 0,282 | 0,251 | 0,224 | 0,200 | 0,178 | 0,159 | 0,141 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,363 | 0,329 | 0,296 | 0,265 | 0,236 | 0,215 | 0,194 | 0,175 | 0,158 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,375 | 0,341 | 0,309 | 0,279 | 0,253 | 0,230 | 0,210 | 0,191 | 0,174 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,385 | 0,353 | 0,322 | 0,293 | 0,266 | 0,246 | 0,226 | 0,207 | 0,190 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,395 | 0,363 | 0,333 | 0,306 | 0,282 | 0,260 | 0,240 | 0,222 | 0,225 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,409 | 0,378 | 0,350 | 0,325 | 0,301 | 0,280 | 0,260 | 0,242 | 0,235 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,422 | 0,392 | 0,366 | 0,341 | 0,319 | 0,297 | 0,277 | 0,260 | 0,243 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,404 | 0,378 | 0,354 | 0,332 | 0,312 | 0,292 | 0,275 | 0,252 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,414 | 0,399 | 0,364 | 0,343 | 0,324 | 0,305 | 0,287 | 0,271 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,423 | 0,397 | 0,374 | 0,353 | 0,334 | 0,316 | 0,299 | 0,283 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,435 | 0,409 | 0,380 | 0,366 | 0,349 | 0,331 | 0,315 | 0,300 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,445 | 0,421 | 0,398 | 0,378 | 0,361 | 0,344 | 0,328 | 0,313 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,454 | 0,430 | 0,407 | 0,387 | 0,370 | 0,358 | 0,336 | 0,320 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,459 | 0,436 | 0,414 | 0,394 | 0,376 | 0,360 | 0,344 | 0,328 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,440 | 0,419 | 0,400 | 0,382 | 0,365 | 0,350 | 0,335 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,446 | 0,425 | 0,406 | 0,388 | 0,370 | 0,355 | 0,340 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,448 | 0,428 | 0,408 | 0,390 | 0,373 | 0,357 | 0,342 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,450 | 0,431 | 0,411 | 0,393 | 0,376 | 0,361 | 0,346 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,452 | 0,433 | 0,414 | 0,396 | 0,379 | 0,364 | 0,350 |
Pagkatapos ay tinutukoy ang pangunahing mga parameter ng mga gears.
Larawan 9.1- Panlabas na gearing
MGA APLIKASYON
Mga takdang-aralin sa mga paksa ng pangkalahatang mechanical engineering
| Kapag nagtitipon ng mga mekanismo, ilakip | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkB 1 EkC | DkA 1 EkB | DkB 1 EkC | DkB 1 EkC | DkA 1 EkC | Bilang ng mga ngipin ng gear ng nakakabit na mekanismo | ||||||
| Numero ng pangunahing mekanismo | Z 1 | Z/1 | Z 2 | Z/2 | Z 3 | Z/3 | ||||||||||||||||
| Bilang ng karagdagang (pagkonekta) na mekanismo | ||||||||||||||||||||||
| - | ||||||||||||||||||||||
| - | ||||||||||||||||||||||
| - | ||||||||||||||||||||||
| Bilang ng mga ngipin ng pangunahing mekanismo | Z/1 | - | - | - | - | |||||||||||||||||
| Z 1 | - | |||||||||||||||||||||
| Z 2 | - | |||||||||||||||||||||
| Z 3 | - | - | - | - | - | - | ||||||||||||||||
| Z/3 | - | - | - | - | - | |||||||||||||||||
| Z 4 | - | - | ||||||||||||||||||||
| Z/4 | - | - | - | - | ||||||||||||||||||
| Z 5 | - | - | - | - | ||||||||||||||||||
| Z 6 | - | - |
Checklist
1. Mechanics ng mga makina at ang mga pangunahing seksyon nito;
2. Mga pangunahing konsepto at kahulugan sa teorya ng mga mekanismo;
3. Mga mekanismo ng pingga;
4. Mga mekanismo ng cam;
5. Mga mekanismo ng gear;
6. Mga mekanismo ng wedge at turnilyo;
7. Mga mekanismo ng alitan;
8. Mga mekanismo na may mga flexible na link;
9.
10. Mga mekanismo na may mga de-koryenteng aparato;
11. Mga pares ng kinematic at ang kanilang pag-uuri;
12. Maginoo larawan ng kinematic pares;
13. Kinematic chain;
14. Structural formula ng isang pangkalahatang kinematic chain;
15. Degree ng paggalaw ng mekanismo;
16. Structural formula ng mga flat na mekanismo;
17. Istraktura ng mga flat na mekanismo;
18. Mga mekanismo ng pagpapalit;
19. Istraktura ng mga spatial na mekanismo;
20. Mga pamilyang mekanismo;
21. Ang pangunahing prinsipyo ng pagbuo ng mga mekanismo at ang kanilang sistema ng pag-uuri;
22. Pag-uuri ng istruktura ng mga flat na mekanismo;
23. Ilang impormasyon sa pag-uuri ng istruktura ng mga spatial na mekanismo;
24. Mga centroid sa ganap at kamag-anak na paggalaw;
25. Mga ugnayan sa pagitan ng mga bilis ng mga link ng mekanismo;
26. Pagpapasiya ng mga bilis at accelerations ng mga link ng kinematic pairs;
27. Instant acceleration center at turntable;
28. Enveloping at enveloping curves;
29. Centroid curvature at magkaparehong enveloping curve;
30. Permanenteng at paunang paggalaw ng mekanismo;
31. Pagtukoy sa mga posisyon ng mga link ng grupo at pagbuo ng mga trajectory na inilarawan ng mga punto ng mga link ng mekanismo;
32. Pagpapasiya ng mga bilis at acceleration ng klase 2 mga grupo;
33. Pagpapasiya ng mga bilis at acceleration ng klase 3 mga grupo;
34. Konstruksyon ng kinematic diagram;
35. Kinematic na pag-aaral ng mga mekanismo gamit ang paraan ng diagram;
36. Mekanismo ng bisagra ng apat na bar;
37. Mekanismo ng crank-slider;
38. Mga mekanismo ng rocker;
39. Kahulugan ng mga probisyon;
40. Pagpapasiya ng mga bilis at acceleration;
41. Mga pangunahing kinematic na relasyon;
42. Mga mekanismo ng friction gear;
43. Mga mekanismo ng tatlong-link na mga gear;
44. Mga mekanismo ng mga multi-link na gear na may mga nakapirming axes;
45. Mga mekanismo ng planetary gear;
46. Mga mekanismo ng ilang uri ng mga gearbox at gearbox;
47. Mga mekanismo ng gear na may nababaluktot na mga link;
48. Universal joint mechanism;
49. Dobleng unibersal na magkasanib na mekanismo;
50. Spatial four-bar hinge mechanism;
51. Mga mekanismo ng tornilyo;
52. Mga mekanismo ng gear ng pasulput-sulpot at papalit-palit na paggalaw ng hinihimok na link;
53. Mga mekanismo na may hydraulic at pneumatic device;
54. Pangunahing layunin;
55. Mga problema sa pagkalkula ng kapangyarihan ng mga mekanismo;
56. Mga puwersang kumikilos sa mga link ng mekanismo;
57. Mga diagram ng mga puwersa, gawa at kapasidad;
58. Mga mekanikal na katangian ng mga makina;
59. Mga uri ng alitan;
60. Friction sliding ng ungreased na katawan;
61. Friction sa isang translational kinematic pares;
62. Friction sa isang turnilyo kinematic pares;
63. Friction sa isang rotational kinematic pares;
Ang mga kalkulasyon sa seksyong ito ay isasagawa alinsunod sa pamamaraang nakabalangkas sa, batay sa sumusunod na paunang data:
Z 2 =57 - bilang ng mga ngipin ng pangalawang gulong
Z 3 =58 - bilang ng mga ngipin ng ikatlong gear
Z 4 =20 - bilang ng mga ngipin ng ika-apat na gear
Z 5 =95 - bilang ng mga ngipin ng ikalimang gear
Z 6 =22 - bilang ng mga ngipin ng ikaanim na gulong ng gear
u 1 =2s -1 - angular velocity ng unang gear
Isaalang-alang natin ang istraktura ng mekanismo ng gear na ito.
Tukuyin natin ang bilang ng mga yugto sa mekanismo at ibigay ang kanilang mga katangian. Ang ikalimang at ikaanim na gulong ay bumubuo ng pinakasimpleng serye ng mga hakbang - isang flat gear na mekanismo na may panloob na gearing. Ang ikalawang yugto, na binubuo ng 1,2,3,4 gears at isang lever H - carrier, ay isang planetary series na may double-row satellite na may dalawang panlabas na gears.
Ang layunin ng kinematic analysis.
Ang layunin ng kinematic analysis ay upang matukoy ang gear ratios ng bawat yugto at ang buong mekanismo sa kabuuan, pati na rin ang angular velocities ng indibidwal na tinukoy na mga link.
Tukuyin natin ang bilang ng mga ngipin Z 1.
Tukuyin natin ang nawawalang bilang ng mga ngipin ng planetary mechanism Z 1. Upang gawin ito, ginagamit namin ang kondisyon ng coaxiality ng mga gitnang link. Ipahiwatig natin ang gitna-sa-gitnang distansya sa pagitan ng gitnang axis at ang axis ng pag-ikot ng mga satellite.
a=R 1 +R 2 - kondisyon ng pagkakahanay ng gitnang link.
Z 1 =Z 3 +Z 4 -Z 2
Z 1 =58+20-57=21
Gumuhit tayo ng diagram ng mekanismo ng gear upang sukatin.
µ z =95/95=1 1/mm
Tukuyin natin ang mga sukat gamit ang isang segment sa tulong kung saan ipapakita ang mga gear sa gulong.
L Z5 =Z k /µ z =95/1=95mm
Ang kinematic analysis ng mekanismo ng gear ay graphically.
Upang magsagawa ng pagsusuri gamit ang pamamaraang ito, kinakailangan upang magsagawa ng kinematic diagram ng mekanismo. Sinisimulan namin ang kinematic analysis mula sa input link.
V A =у 1 *R A =21m/s
V V = 1 * R V =58m/s
Piliin natin ang sukat para sa pagbuo ng isang plano para sa mga linear na bilis ng mekanismo ng gear.
µ V =V A /(AO)=21/21=1(m/s)/mm
Para sa input link, bumuo kami ng plano ng mga linear velocities. Upang makabuo ng isang plano, sapat na malaman ang mga bilis ng dalawang puntos, dahil ang pag-asa ay linear. Nag-project kami sa mga pole line point na alam ang mga bilis. Mula sa projection ng mga punto ay inilalagay namin ang mga linya ng poste na patayo sa sukat, ang mga vectors ng mga linear na bilis ng ipinahiwatig na mga punto. Lumipat kami sa input link, kasunod ng input. Sa pangalawang link nahanap namin ang dalawang puntos na ang bilis ay kilala. Ipinapalabas namin ang mga puntong ito sa linya ng poste. Para sa mga nahanap na punto, inilalagay namin ang mga kilalang vector ng mga linear na bilis. Batay sa dalawang kilalang punto, bumuo kami ng isang plano ng mga linear na bilis. Batay sa itinayong plano ng mga linear velocities, gagawa kami ng diagram ng angular velocities ng mga link. Sa pamamagitan ng point P gumuhit kami ng mga tuwid na linya parallel sa mga batas ng pamamahagi ng mga linear na bilis sa linear speed plan. Ang mga segment sa ray diagram na may simula sa punto O at ang dulo sa punto ng kaukulang numero ay naglalarawan ng angular velocities ng mga link, dahil ang angular na bilis ng input link ay kilala, ang scale factor para sa pagbuo ng diagram ay maaaring determinado.
µ u = u 1 /O 1 =2/1=2
Alam ang mga angular na bilis ng mga link, matutukoy namin ang mga ratio ng gear ng bawat yugto ng mekanismo at ang buong mekanismo sa kabuuan.
Kinematic analysis ng mekanismo ng gear gamit ang isang analytical na pamamaraan.
Dahil ang mekanismo ay binubuo ng dalawang yugto, ang kabuuang ratio ng gear nito ay maaaring tukuyin bilang produkto ng mga ratio ng gear ng lahat ng mga yugto nito. Una, tinutukoy namin ang ratio ng gear ng pinakasimpleng yugto ng gear.
i 56 =Z 6 /Z 5 =22/95=0.23
Isaalang-alang natin ang planetary gear set. Ang pagiging kumplikado ng kinematic analysis ng planetary mechanism ay nakasalalay sa katotohanan na ang mga satellite ay nagsasagawa ng mga kumplikadong paggalaw at samakatuwid ay may isang angular na bilis ng portable na paggalaw at isang kamag-anak na angular na bilis na nauugnay sa carrier. Upang malutas ang problema, ginagamit ang prinsipyo ng paghinto ng carrier. Ang pamamaraan ng Willis ay batay sa prinsipyo ng paghinto ng carrier, ang kakanyahan nito ay ang mga sumusunod. Ang mekanismo ng planeta ay pinalitan sa isip ng isang baligtad na mekanismo.
Ang pangkalahatang mekanismo ay itinayo tulad ng sumusunod:
1) ang carrier ay itinuturing na nakatigil,
2) dahil ang carrier ay nakatigil, ang angular velocity ng carrier ay ibinabawas mula sa angular velocities ng lahat ng mga link,
3) para sa bawat gear, maaari mong isulat ang formula para sa ratio ng gear sa mga tuntunin ng bilang ng mga ngipin,
4) sa tulong ng mga pagbabagong matematikal, maaari kang pumunta mula sa baligtad na mekanismo patungo sa mekanismo ng planeta - ang orihinal, at matukoy ang mga ratio ng gear para sa mekanismo ng planeta.
Gawa tayo ng table. Maglalaman ang talahanayan ng tatlong column: 1) bilang ng mga bahagi na bumubuo sa planetary mechanism, 2) angular velocities ng mga link sa normal na paggalaw, 3) angular velocities ng link kapag ang carrier ay huminto.
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
Tukuyin natin ang pangkalahatang ratio ng gear ng buong mekanismo
2.2 Pagsusuri ng mekanismo ng gear
Upang matukoy ang ratio ng gear gamit ang isang graphical na pamamaraan, inilalarawan namin ang ibinigay na mekanismo sa sukat, na kumukuha ng isang di-makatwirang halaga ng modulus (m = 10). Italaga natin ang lahat ng mga katangian na punto sa mekanismo - ang mga pole ng mga gear at ang mga sentro ng mga gulong. Gumuhit kami ng isang linya na patayo sa mga palakol ng pag-ikot ng mga gulong at i-proyekto ang lahat ng mga punto ng katangian dito. Dahil ang nangungunang link ay gulong 1, kinakatawan namin ang linear na bilis ng dulo nito (punto A) ng vector Aa ng di-makatwirang haba. Sa pamamagitan ng pagkonekta ng mga punto a at O 1, nakakakuha kami ng isang linya ng pamamahagi ng mga linear na bilis ng gulong 1. Ikinonekta namin ang punto B sa punto a, at sa pagpapatuloy ng linyang ito ay pinaplano namin ang punto O 2, nakakakuha kami ng isang linya ng pamamahagi ng linear bilis ng gulong 2. Sa pamamagitan ng pagkonekta ng mga punto O 2, O 4 nakakakuha kami ng isang linya ng pamamahagi ng mga linear na bilis ng gulong 4. Sa pagpapatuloy ng linyang Aa ay pinaplano namin ang punto A / . Ikinonekta namin ang point a / sa point c upang makuha ang linya ng pamamahagi ng gulong 5. Ipinoproyekto namin ang punto O 5 sa linyang ito. Ikinonekta namin ang punto O 5 na may punto O H, nakakakuha kami ng linya ng pamamahagi para sa huling link - ang carrier.
Ang ratio ng gear ay tinutukoy sa pamamagitan ng mga segment na SH at S1
i 1Н = S 1 /S Н = 190/83 = 2.29
Dahil ang mga segment na SH at S1 ay nasa parehong panig ng SP, ang gear ratio ay nakuha na may plus sign.
Mayroon tayong differential mechanism
Di = ×100% = 3.9%
2.3 Sinusuri ang katuparan ng mga kondisyon ng pagkakahanay, kalapitan at pagpupulong ng mekanismo ng planeta
Ang kondisyon ng pagkakahanay ay kumakatawan sa pagkakapantay-pantay ng mga distansyang center-to-center ng mga pares ng mga gear
r 1 + r 2 = r 3 – r 2 o z 1 + z 2 = z 3 – z 2
36 + 40 = 116 – 40 76 = 76
Ang kondisyon ng pagkakahanay ay nasiyahan.
Tinutukoy ng kondisyon ng kapitbahayan ang posibilidad ng paglalagay ng lahat ng satellite sa paligid ng circumference ng kanilang mga sentro nang hindi nagkakadikit.
kasalanan 
kung saan ang K ay ang bilang ng mga satellite
Sa K= 2 sin>0.28
Ang kondisyon ng kapitbahayan ay nasiyahan.
Tinutukoy ng kondisyon ng pagpupulong ang posibilidad ng sabay-sabay na pakikipag-ugnayan ng lahat ng mga satellite na may gitnang gulong. Nangangahulugan ito na ang kabuuan ng mga bilang ng mga ngipin ng mga gitnang gulong ay magiging isang multiple ng bilang ng mga satellite.
kung saan ang C ay anumang positibong integer.
Ang kondisyon ng pagpupulong ay natutugunan.
Kaya, ang planetaryong bahagi ng isang ibinigay na mekanismo ng gear ay nakakatugon sa lahat ng mga kinakailangan sa disenyo.
3 Pagkalkula ng kapangyarihan ng mekanismo ng pingga
Opsyon 20
Paunang data:
| LBC = 0.5 |
kung saan ang l i ay ang mga haba ng mga link at ang distansya sa mga sentro ng masa ng mga link mula sa kanilang mga unang bisagra, m;
J si - mga sandali ng pagkawalang-kilos ng mga link, kgm 2;
m i – link masa, kg;
w 1 – angular velocity ng driving link, s -1;
P nc - kapaki-pakinabang na puwersa ng paglaban na inilapat sa slider 5, N;
P j 5 – inertia force ng ika-5 link, N.
Kinakailangan upang matukoy ang puwersa ng pagbabalanse sa pamamagitan ng paraan ng paghihiwalay ng mga istrukturang grupo at ang matibay na paraan ng pingga ng N.E. Zhukovsky, ang presyon sa lahat ng mga kinematic na pares.
Gumuhit ng plano ng mekanismo sa iskalang m l
m l = l OA /OA = 0.2/40 = 0.005 m/mm.
Bumubuo kami ng plano ng bilis, na iniikot ng 90° ayon sa sukat
m v = VA /Pa = w 1 ×l OA /Pa = 60×3.14×0.2/94.2 = 0.4 m/s/mm.
Ang bilis ng point B ay matutukoy sa pamamagitan ng paglutas ng dalawang vector equation
V B = V A +V BA, V B = V C +V BC.
Ang point d sa speed plan ay tinutukoy ng similarity theorem
BC/DC = Pb/Pd Pd = Pb×CD/BC = 64×40/100 = 25.6 mm. Upang matukoy ang bilis ng point E, binubuo namin ang vector equation V E = V D +V ED at lutasin ito. Bumubuo kami ng isang acceleration plan, pinaikot 180° ayon sa sukat
m a = a A /pa=w 1 2 ×l OA /pa = (60×3.14) 2 ×0.2/101.4 = 70 m / s 2 /mm.
Ang acceleration ng point B ay tinutukoy na may kaugnayan sa mga puntos A at C
a B = a A + a n BA + a t BA , a B = a C + a n CB + a t CB ,
a n BA = w 2 2 ×l AB = (ab×m v / l AB) 2 × l AB = (84×0.4/0.6) 2 × 0.6 = 1881.6 m/s 2
a n BC = w 3 2 ×l BC = (Pb×m v / l BC) 2 × l BC = (64×0.4/0.5) 2 × 0.5 = 1310.7 m/s 2
Mga haba ng mga segment na naglalarawan ng mga bahagi ng normal na acceleration
a n BA at a n BC sa acceleration plan, tinutukoy na isinasaalang-alang ang scale m a
isang BA = a n BA /m a = 1881.6/70 = 26.9 mm
pn BC = a n BC /m a = 1310.7/70 = 18.7 mm
Ang posisyon ng point d sa acceleration plan ay tinutukoy ng similarity theorem
BC/DC = πb/πd πd = πb×CD/BC = 58×40/100 = 23.4 mm. Upang matukoy ang acceleration ng point E, binubuo at lutasin namin ang vector equation a E = a D +a n ED +a t ED. kung saan a n ED =w 4 2 ×l ED =(V ED /l ED) 2 ×l ED = (de×m v /l DE) 2 ×l DE = (14×0.4) 2 /0.7 = 44.8 m / s 2 /mm
Haba ng segment sa acceleration plan
dn ED = a n ED /m a = 44.8/70 = 0.64 mm
Ang posisyon ng mga puntos S 2, S 3, S 4 sa acceleration plan ay tinutukoy ng similarity theorem mula sa mga relasyon
AB/AS 2 = ab/aS 2 Þ aS 2 = ab×AS 2 /AB = 45×40/120 = 15 mm
BC/CS 3 = pb/pS 3 Þ pS 3 = pb×CS 3 /BC = 58×20/100 = 11.6 mm
DE/DS 4 = de/dS 4 Þ ds 4 = de×DS 4 /DE = 19×60/140 = 8.14 mm
Pagpapasiya ng mga puwersa ng inertia ng mga link
Kapag tinutukoy ang mga inertial na pwersa at mga sandali, isinasaalang-alang namin na ang plano ng pagpabilis ay binuo na pinaikot ng 180 °, kaya tinanggal namin ang minus sign sa mga kalkulasyon.
P j2 = m 2 ×a s2 = m 2 ×ps 2 ×m a = 60×86×70 = 361200 N
M j2 = J s2 ×e 2 = J s2 ×a t BA /l AB = J s2 ×n BA b×m a /l AB = 0.1×39×70/0.6 = 455 H×m
P j3 = m 3 ×a s3 = m 3 ×ps 3 ×m a = 50×12×70 = 42000 H
M j3 = J s3 ×e 3 = J s3 ×a t BA /l B C = J s3 ×n B C b×m a /l B C = 0.06×55×70/0.5 = 462 H×m
P j4 = m 4 ×a s4 = m 4 ×ps 4 ×m a = 50×21×70 = 73500 H
M j4 = J s4 ×e 4 = J s4 ×a t ED /l DE = J s4 ×n ED e×m a /l DE = 0.12×19×70/0.7 = 228 H×m
P j 5 = m 5 ×a E = m 5 ×pe×m a = 140×22×70 = 215600 H
Kapaki-pakinabang na puwersa ng paglaban na inilapat sa gumaganang link (5)
P nc = -2 P j 5 = - 431200 H
Resulta sa punto E R 5 = P j 5 + P nc = -215600 H Pino-plot namin ang mga kinakalkula na puwersa at sandali sa plano ng mekanismo. Sa mga puntong S 2 , S 3 , S 4 ay inilalapat namin ang mga inertial na puwersa, at sa mga puntong A at E, ayon sa pagkakabanggit, isang puwersa ng pagbabalanse - P y at isang nagresultang puwersa - R 5.
Sa ilalim ng impluwensya ng inilapat na puwersa, ang mekanismo ay nasa balanse. Pinipili namin ang unang pangkat ng istruktura (mga link 4,5) at isaalang-alang ang ekwilibriyo nito. Sa mga puntong D at E, upang balansehin ang pangkat ng istruktura, inilalapat namin ang mga reaksyon R 34 at R 05.
Gumawa tayo ng equation ng equilibrium
SM D = 0 , P j4 ×h 4 µ l + R 5 ×h 5 µl + R 05 ×h 05 µ l - M j4 = 0
R 05 = (-P j4 ×h 4 µ l - R 5 ×h 5 µl + M j4)/h 05 µ l = (-73500×2∙0.005- 215600×62∙0.005 + 228)/126∙ 0. = -106893.6 N
SP i = 0 . P j 4 + R 5 + R 05 + R 34 = 0. Tinatanggap namin ang sukat ng plano ng puwersa
m p 1 = P j 4 /z j 4 = 73500/50=1470 N/mm
Sa sukat na ito, bumuo kami ng force polygon, kung saan matatagpuan namin
R 34 = z 34 × m p 1 = 112 × 1470 = 164640 H
Tinutukoy at isinasaalang-alang namin ang ekwilibriyo ng pangalawang pangkat ng istruktura (mga link 2,3). Upang balansehin ito, inilalapat namin ang:
sa punto D – reaksyon R 43 = - R 34;
sa punto A - reaksyon R 12;
sa punto C – reaksyon R03.
SM B2 = 0, P j 2 ×h 2 µ l - R t 12 ×AB×µ l + M j 2 = 0,
R t 12 = (P j 2 ×h 2 µ l + M j 2)/AB×µ l = (361200×50∙0.005 + 455)/120×0.005 = 151258.3 H
SM B3 = 0, P j 3 ×h 3 ×µ l + R t 03 ×BC×µ l +R 43 ×h 43 ×µ l - M j 3 = 0
R t 03 = - P j 3 ×h 3 ×µ l -R 43 ×h 43 ×µ l + M j 3 /BC×µ l ,
R t 03 = - 42000×76×0.005-164640×31×0.005 + 462/100×0.005 = - 82034.4 N SP i = 0, R t 12 + P j 2 + R 43 + P j 3 + R t 03 + R n 03 + R n 12 = 0 . Tinatanggap namin ang sukat ng plano ng puwersa para sa istrukturang pangkat na ito
m p 2 = P j 2 /z j 2 = 361200/100 = 3612 N/mm
Mula sa polygon ng mga puwersa natutukoy natin ang nagresultang reaksyon
R 12 = R n 12 + R t 12 at ang halaga nito
R 12 = z 12 × m p 2 = 79 × 3612 = 285348 H
Isinasaalang-alang namin ang equilibrium ng natitirang mekanismo ng first-class. Sa punto O, pinapalitan namin ang rack ng reaksyon R 01 ng isang di-makatwirang direksyon.
Pagbubuo ng mga equation ng ekwilibriyo
SM 0 = 0, P y ×OA - R 21 ×h 21 = 0.
Puwersa ng pagbabalanse
P y = R 21 × h 21 /OA = 79935.9 H
SP i = 0, P y + R 21 + R 01 = 0.
Sukat ng plano ng puwersa
m p 3 = R 21 /z 21 = 2850 N/mm
Mula sa tatsulok na puwersa nakita natin ang reaksyon R 01
R 01 = z 01 × m p 3 = 99 × 2850 = 282150 H
Tinutukoy namin ang presyon sa mga kinematic na pares.
Kinematic pair B (links 2,3). Isinasaalang-alang namin ang equation ng equilibrium ng link R 12 + P j 2 + R 32 = 0. Upang malutas ito, ginagamit namin ang plano ng mga puwersa ng pangkat ng istruktura (2.3). Ang pagsasara ng vector z 32 ay ipinapakita ng may tuldok na linya.
R 32 = z 32 ×m p 2 = 24 × 3612 = 86688 H Ang presyon sa kinematic pair E (links 4.5) ay tinutukoy mula sa solusyon ng vector equation R 5 + R 05 + R 45 = 0 R 45 = z 45 ×m p 1 = 162×1470 = 238140 N Binubuod namin ang mga halaga ng presyon sa lahat ng mga pares ng kinematic ng mekanismo na isinasaalang-alang sa isang talahanayan. Talahanayan 4 - Mga halaga ng presyon sa mga kinematic na pares ng mekanismo
| kinematic | 0 | A | SA | SA | D | ||
| Pagtatalaga | |||||||
| Halaga, N | 282150 | 285348 | 86688 | 122808 | 164640 | 238140 | 106893.6 |
Upang matukoy ang puwersa ng pagbabalanse gamit ang pamamaraan ng N.E. Zhukovsky, gumuhit kami ng isang plano ng bilis, na pinaikot ng 90 ° sa isang pinababang sukat. Sa pagguhit na ito, ang plano ng bilis na ito ay tumutugma sa plano ng bilis ng mekanismo. Gamit ang theorem ng pagkakatulad, tinutukoy namin ang mga posisyon ng mga puntos S 2, S 3, S 4 sa plano ng bilis.
AS 2 /AB = ak 2 /ab Þ bilang 2 = ab×AS 2 /AB = 84×40/120 = 28 mm
CS 3 /CB = Ps 3 /Pb Þ Ps 3 = Pb×CS 3 /CB = 64×20/100 = 12.8 mm
DS 4 /DE = dk 4 /de Þ ds 4 = de×DS 4 /DE = 14×60/140 = 6 mm
1.4 Pagbuo ng isang displacement diagram ng output link. Ang displacement diagram ng output link ay nakuha bilang isang resulta ng pagbuo ng mga segment na kinuha mula sa pagguhit ng isang flat lever mechanism sa 12 na posisyon, na isinasaalang-alang ang isang scale factor na 1.5. Konstruksyon ng isang speed diagram ng output link. Ang speed diagram ng output link ay nakuha bilang resulta ng graphic differentiation...
24 0.00 0.00 14.10 14.10 9.30 9.30 58.02 58.02 2.4 Pag-aaral ng mekanismo sa pamamagitan ng pamamaraan ng kinematic diagram Ang pag-aaral ng mga mekanismo sa pamamagitan ng paraan ng mga diagram ay isinasagawa na may mga layunin na: 1. Pagkuha ng batas ng visual na representasyon ng paggalaw punto ng interes sa amin o isang link ng isang mekanismo. 2. Pagtukoy ng mga bilis at acceleration ng mga puntos o link batay sa kilalang batas ng displacement ng mga puntos o...
