Izračun diferencialnega prenosa. Diferencialni izračun. Formula diferencialne kitare

Priporočljivo je izbrati zunanji obodni modul stožčastih zobnikov diferencialov po analogiji z zasnovo diferencialov sodobnih transportnih vozil. Za te namene se uporabljajo naslednje formule

;

; (1)

;

kjer je empirični koeficient,

Število satelitskih zob,

Ocenjeni trenutek,

Število satelitov

pri čemer je število zob polovičnega osi.

Razmerje do stopenjskih razlik je itd.

V vseh primerih mora biti izpolnjen pogoj zbiranja

,

kjer je celo število.

Vsi diferencialni zobniki so zobniški. Širina obroča

kjer je razdalja zunanjega stožca

Parametri prvotne konture so vzeti v skladu z GOST 13754-88. Dovoljeni so naslednji parametri :. Koeficienti premika in so po modulu enaki, vendar pozitivni za satelit in negativni za zobnik.

Z originalno konturo v skladu z GOST vzemite:

potem ,

ob, potem .

V diferencialih blokada poteka s pomočjo hidravličnih tornih sklopk. Če torna sklopka blokira os gredi diferenciala, potem je treni moment sklopke

kjer je izračunani polmer pogonskega kolesa,

Učinkovitost stožčastega orodja.

Po formuli (1)

Število zob ravnega kolesa in za luknje. prestave pri 90 °. Ustreza konturi zob.

Koeficient, ki upošteva vpliv dvostranske uporabe obremenitve,

Meja vzdržljivosti upogibanja zob, ki ustreza osnovnemu številu stresnih ciklov,

Faktor, ki upošteva vpliv oblike in koncentracije zoba na upogibanje,

Dinamični faktor obremenitve

Razmerje med širino obročastega zobnika.

Za izračun polovičnih osi in satelitov je izbran največji trenutek oprijema pogonskih koles na cestno površino.

kje je koeficient oprijema,

Prestavno razmerje,

Učinkovitost vgrajenega stožčastega orodja.

Trenutek, ki deluje na satelitu

Križ satelita se izračuna za striženje glede na obodno silo

kjer je povprečni polmer delovanja obodne sile na križ.

kjer je povprečni polmer kontaktne površine satelita in konice križa glede na os pol-aksialnih zobnikov,

Prečni prečnik konice,

Dolžina valjaste površine satelita pod konico križa.

Izračuna se tudi tlačna napetost v stiku konice križa z ohišjem diferenciala

kjer je dolžina valjaste površine ohišja diferenciala pod prečnim konico.

Zobniki križnice in diferencialnega krekerja so izdelani iz visokolegiranih jekel, ki se uporabljajo za izdelavo prenosnih enot, z uplinjavanjem do globine 1,5 ... 1,9 mm in strjevanjem na HRC od 58 do 63 s trdoto jedra od 30 do 40. Diferencialna ohišja se ulivajo iz nodularno železo 35 ... 10 ali jeklo.

Določite število satelitskih zob po naslednji formuli

,

kjer je prestavno razmerje od satelita do polovičnega osi.

Običajno se upošteva pri izračunih, ki temeljijo na pogoju za postavitev polosnih zobnikov zarezanega konca polovične gredi želenega premera in omejevanja velikosti diferenciala.

V diferencialu satelitov od 2 do 4.

Pol osi

Polovične gredi se uporabljajo za prenos navora s sredinskega diferenciala na pogonska kolesa stroja in so v resnici pogonske gredi. Pri odvisnem vzmetenju koles so gredi osi nameščene znotraj okrova ročične gredi in so praviloma z zobniki povezane z osnimi zobniki diferenciala in s pestmi pogonskih koles z zatiči ali prirobnicami, ki so sestavni del gredi osi. Vse vrste gredi osi so zasnovane za odpornost proti utrujenosti in statično trdnost, ob predpostavki, da se nosilci ne bodo deformirali. Pri izračunu se upoštevajo naslednji faktorji sile, ki delujejo na pol os:

- v primeru intenzivnega pospeševanja ali pojemka največji navor in upogibni momenti delujejo vzdolž osi;

- ko avto zdrsne v zavoju, se upošteva upogibni moment glede na vodoravno os ploščadi;

- pri prečkanju ovire se upošteva upogibni moment glede na vodoravno os do mesta nevarnega odseka pol osi

Upoštevajte koeficient dinamičnosti, ki se uporablja za močno obremenjena vozila v območju od 2 do 2,5 in za vozila z velikim prometom od 2,5 do 3.

Pri izračunu ocen statične trdnosti pol-osi se uporabijo dodatne napetosti:

s w: ascii \u003d "Cambria Math" w: h-ansi \u003d "Cambria Math" /\u003e PI"> .

V tem primeru se ekvivalentna napetost, ki se primerja z dovoljeno, izračuna po naslednjih formulah

,

kjer je premer polovične osi v nevarnem odseku.

Za pol-neobremenjene in ¾ neobremenjene pol-osi z intenzivnim pospeševanjem ali pojemkom

,

kjer upogibni momenti okoli osi in.

Ko avto zdrsne na ovinku

Ko se premikate čez ovire

V obstoječih izvedbah je premer gredi osi za tovorna vozila mm

Planetarna orodja

Osnovni odnosi planetarnih mehanizmov.

Planetarni mehanizem je mehanizem, sestavljen iz zobnikov, pri katerih je premična geometrijska os vsaj enega kolesa. Gonilo z gibljivo geometrijsko osjo se imenuje satelit. Satelit ima lahko eno ali več zobatih platišč ali je sestavljen iz več mrežastih koles.

Klasifikacija planetnih zobnikov s tremi členi

Povezava, v katero so nameščene osi satelitov, je nosilec (h). Zobniško kolo, katerega geometrijska os sovpada z glavno osjo mehanizma - osrednjo (a, b, k). Glavni člen planetarnega mehanizma se imenuje člen, ki zaznava zunanji moment v obremenjenem prenosu in je osrednji.

a - sončna oprema,

h - nosilec,

g - satelit,

b - obročasto zobnik (epiciklično).

Planetarni mehanizem, v katerem se vrtijo vse 3 glavne povezave, se imenuje diferencial. Planetarna orodja so označena glede na ujemanje razpoložljivih satelitov, prestave in vrednosti parametrov. Planetarni mehanizmi, pri katerih sta glavni členi 2 osrednji kolesi in nosilec, so označeni z 2k-h. Planetarni menjalnik je lahko sestavljen iz ene ali več med seboj povezanih planetnih zobnikov. Razvrstitev tričlenskih planetnih zobnikov tipa 2k-h je podana v klasifikaciji tričlenskih planetnih zobnikov. Trivezni planetarni mehanizmi tipa A in D so pogostejši v planetarnih menjalnikih, veliko redkeje tipa B. Kinematične in močnostne značilnosti tričlenskih planetarnih mehanizmov so določene z njegovim kinematičnim parametrom r wsp: rsidR \u003d "00000000"\u003e "\u003e enako prestavnemu razmerju od povezave a do povezave b, ko se nosilec h ustavi.

kjer sta tako kotna hitrost kot frekvenca vrtenja povezave.

Izrazi za določanje parametra ob upoštevanju predznaka so navedeni v klasifikacijski tabeli planetarnih mehanizmov s tremi členi. Zmanjšana enačba parametra r wsp: rsidR \u003d "00000000"\u003e "\u003e je znana kot Willisova formula in se lahko neposredno uporablja za izračune pri analizi in sintezi planetarnih menjalnikov, vendar je primerneje, da jo uporabljamo v transformirani obliki:

To enačbo pogosto imenujemo osnovna enačba kinematike tričlenskega mehanizma. V nekaterih primerih se uporabi parameter k ... V tem primeru ima osnovna enačba kinematike naslednjo obliko

Cilj:

Določite obremenitev zob satelitov, polosnih zobnikov,

prečka in obremenitve satelitov na ohišju diferenciala.

Prototip:

Za prototip vzemimo diferencial Kia Spectra.

Stožčasti diferencial, dvosatelitski

Določanje obremenitve na zob satelitskega in polovičnega osi

Obremenitev zob satelitskih in polosnih zobnikov se določi iz pogoja, da je obodna sila enakomerno porazdeljena med vse satelite in vsak satelit prenaša silo z dvema zoboma. Obodna sila, ki deluje na en satelit,

kjer je r1 polmer delovanja sile,

nc je število satelitov, nc \u003d 2;

Mmax - največji moment,

razvil motor,

Mmax \u003d 130 N.m;

iТР - prestavno razmerje,

iТР \u003d iКП1 * iГП \u003d ;

Kd - dinamični faktor,

2,5\u003e Kd\u003e 1,5, pri izračunu vzamemo Kd \u003d 2.

Slika 12 Konstrukcijski diagram diferenciala

Konica konice pod satelitom doživlja strižno napetost

S preoblikovanjem formul dobimo:

kjer vzamemo τav \u003d 120 MPa in iz tega najdemo d:

Konica križnice pod satelitom doživlja tudi drobljenje:

kjer vzamemo σcm \u003d 60 MPa, na podlagi tega najdemo l1;

Prečna konica pod satelitom doživlja pritisk na pritrdilni točki v ohišju diferenciala pod delovanjem obodne sile:

kjer je polmer delovanja sile m;

kjer vzamemo σcm \u003d 60 MPa in iz tega najdemo l2;

Med izračunom je bila določena obremenitev zob satelitov, polosnih zobnikov, prečka in obremenitev s strani satelitov na ohišju diferenciala. Obremenitve, izračunane ob upoštevanju vseh predpostavk, izpolnjujejo sprejete pogoje.

Prej so v večini podjetij diferencialno kitaro šteli za tehnologe (vsaj kolikor vem). Trenutno v nekaterih podjetjih tehnologi upoštevajo razliko, pri nekaterih pa je ta "skrb" prešel na rezalnike, kaj lahko rečemo, ko je treba "na skrivaj" narediti šabaško! Mislim, da je to povezano z dejstvom, da se pri množični proizvodnji zobnikov prehaja na proizvodnjo v majhnih podjetjih, kjer ta naloga pade na pleča zobnikov ... Osebno je moje mnenje in o tem sem že rekel, da bi morali tehnologi upoštevati diferencial, čeprav ta spretnost ne bo vplivala na rezalnik zobnikov ... Seveda ni težko, ampak zakaj nepotrebna odgovornost? Mislim, da se boste strinjali z mano. Večinoma nihče noče samo prevzeti odgovornosti!

Kaj morate vedeti in izračunati diferencial na stroju za kleščenje?

• Strugar za konstantno kitaro.
• Kot naklona vzdolž premera koraka.
• Modul.
• Morala bi biti knjiga za izbiro zamenljivih zobnikov (odlična in sprejemljivejša možnost v elektronski obliki. Na primer "Petrik MI, Šiškov VA (1973). Tabele za izbiro zobnikov." Ali "Sandakov MV - Tabele za izbiro prestav. Referenca. "
• Kalkulator. Na pametnem telefonu uporabljam kalkulator.

Kitarska diferencialna formula:

c (strojni diferencial) × sinβ / Mk

To pomeni, da je treba konstanto strojne razlike pomnožiti s sinusom rezanega kota in deliti z modulom / vrednostjo k - to je število zagonov mlinov. Običajno so rezalniki z enim zagonom, če ne, potem modul razdelimo tako, da na primer pomnožimo z 2 - če je rezalnik dvostalen.

Kitarski diferencial na polžnih kolesih pri rezanju s tangencialnim pomikom se upošteva po drugačni formuli!

Preprosto je, glavna stvar je, da se ne zmotite in se ne zmedete v številkah!

Izračunajmo diferenco kotov 10 stopinj, 33 minut, 23 sekund. Konstanta 15, modul 8. Rezalnik z enim navojem.

Poiščite sinus kota 10 33 23. Za to ta kot pretvorimo v decimalno. Kako narediti? 23/3600 + 33/60 + 10 \u003d 0,0063888888888880 + 0,55 + 10 \u003d 10,5563888888889 Določite sinus 10,5563888888889, je 0,183203128805159.

Nato odprite tabelo za izbiro zamenljivih zobnikov (uporabljam Petrik M.I., Shishkov V.A.) in poiščite število (prestavno razmerje) 0,343505866509673. V tem primeru je treba najti najbližjo možno vrednost. 0,3435045 je najprimernejši. Kitarski diferencial: 43 61 83 92 - prva vrednost je navzgor, druga pa navzdol.

Nastavitev diferencialne kitare. 43 vodilnih, 92 gnanih. Postavili smo 43, povezali z 83, 83 na isti gredi z 61, povezali 61 z 92. Takole:

Diferencial je mehanizem, ki navor, ki mu je dobavljen, porazdeli med izhodne gredi in zagotovi njihovo vrtenje z neenakomernimi kotnimi hitrostmi.

Razvrstitev in zahteve za razlike so podrobno opisane v.

Simetrični stožčasti diferenciali so najpogostejši pri sodobnih avtomobilih (slika 1.1). Takšni diferenciali, ki jih pogosto imenujemo enostavni, se uporabljajo tako na avtomobilih kot na tovornjakih, tako med kolesi kot središčem.

Slika 1.1 - Diagram zasnove simetričnega stožčastega diferenciala

Sateliti in polovični zobniki so zobniško gonilo. Število zob satelitov in zobnikov je lahko sodo ali liho, vendar je treba glede na pogoje montaže upoštevati pogoj:

kje je število zob polovičnega osi; - število satelitov; K je celo število.

Križni križ pod satelitom doživlja stiskalne in strižne napetosti.

Stres kolapsa s, Pa, se izračuna po formuli

, (1.2)

kje je moment na ohišju diferenciala, N × m; - polmer delovanja aksialne sile, ki deluje na os satelita, m; - premer satelitske osi (premer konice križa), m; l je dolžina osi, na kateri se satelit vrti, m.

Moment na karoseriji, N × m, medosnega diferenciala avtomobila z razporeditvijo koles 4 2 se določi po formuli

, (1.3)

kjer je največji navor motorja, N × m; - prestavno razmerje prve stopnje menjalnika; - prestavno razmerje glavnega prenosa.

Polmer delovanja aksialne sile m, ki deluje na os satelita, se določi s formulo

, (1.4)

kje je modul zunanjega okrožja, m.

Premer konice križa, m, se izračuna po formuli

, (1.5)

kjer je dovoljeni tlak med konicami in sateliti, Pa.

Dovoljeni tlak med čepki in diferencialnimi zobniki:

· Osebni avtomobili - \u003d 80 MPa;

· Tovornjaki - \u003d 100 MPa.

Dolžino osi l, m, na kateri se satelit vrti, lahko približno določimo s formulo

, (1.6)

kjer je b širina obroča satelitskega zobnika, m; - polovica kota začetnega stožca satelita, stopinj.

Polovica kota začetnega stožca satelita, stopinje, se izračuna po formuli

, (1.7)

kje je število satelitskih zob.

Dovoljena strižna napetost - [s] \u003d 50 ¸ 60 MPa.

Strižna napetost, Pa, satelitska os se določi s formulo

. (1.8)

Dovoljene strižne napetosti - \u003d 100 ¸ 120 MPa.

Radialne sile v simetričnem diferencialu so uravnotežene, osne sile absorbira ohišje diferenciala.

Konci satelitov so namenjeni za drobljenje pod delovanjem aksialne sile. Osna sila, N, se določi s formulo

, (1.9)

kje je polmer uporabe obodne sile pri vklopu, m.

Kot vklopa je a \u003d 20 °.

Pri izračunih je mogoče polmer uporabe obodne sile pri vklopu enak polmeru uporabe osne sile, ki deluje na satelitsko os.

Drobna napetost, Pa, na koncu satelita se izračuna po formuli

, (1.10)

kjer je premer končne površine satelita, ki prejema osno obremenitev, m.

Premer končne površine satelita, m, ki sprejme aksialno obremenitev, se določi s formulo

. (1.11)

Dovoljena strižna napetost - \u003d 10 ¸ 20 MPa.

Konci stranskih zobnikov so zasnovani za drobljenje pod delovanjem aksialne sile, ki deluje na stransko gonilo.

Osna sila N, ki deluje na polosno prestavo, se določi s formulo

. (1.12)

Tlačna napetost konca polosne prestave, Pa, se izračuna po formuli

, (1.13)

kjer je, - največji in najmanjši polmer končne površine zobnika, pri čemer se upošteva osna obremenitev, m.

Največji polmer končne površine zobnika lahko vzamemo za enak polmeru uporabe aksialne sile, ki deluje na os satelita.

Najmanjši polmer končne površine zobnika lahko približno določimo s formulo

, (1.14)

kje je polmer polovične osi, m.

Najmanjši premeri polovičnih osi so prikazani v tabeli 1.2.

Tabela 1.2 - Najmanjši premeri polovičnih osi

Nadaljevanje tabele. 1.2

Dovoljena strižna napetost - \u003d 40 ¸ 70 MPa.

Pri obračanju število vrtljajev satelita na osi ne presega \u003d 20 ¸ 30 vrt / min. Zato izračun amortizacije ni potreben. Število vrtljajev se med drsenjem močno poveča, vendar ta primer ni značilen za običajne pogoje delovanja.

Obremenitev zob satelitov in polosnih zobnikov se določi iz pogoja, da je obodna sila enakomerno porazdeljena med vse satelite in vsak satelit prenaša silo z dvema zoboma.

Izračunani moment na satelitu in na polosni prestavi se izračuna po formuli

. (1.15)

Izračun zob diferencialnih zobnikov za upogibne napetosti se izvede po formulah za stožčaste glavne zobnike. Dovoljene upogibne napetosti zob - \u003d 500 ¸ 800 MPa.

Pri izbiri glavnih parametrov zobnikov simetričnih stožčastih diferencialov lahko uporabimo podatke v tabeli 1.1.

Tabela 1.1 - Geometrijski parametri simetričnih stožčastih diferencialov

Avto	Število zob	Zunanji obodni modul, mm	Razdalja stožca, mm	Profilni kot	Širina platišča, mm	Število satelitov
satelitov	prestave
ZAZ-968			3,50	39,13	20 ° 30 ¢	11,0
Moskvich-2140			4,13	35,53	22 ° 30 ¢	12,6
VAZ-2101			4,0	37,77	22 ° 30 ¢	12,0
GAZ-24			5,0	47,20	23 ° 30 ¢	–––
UAZ-469			4,75	44,90	22 ° 30 ¢	35,0
GAZ-53A			5,75	62,62	22 ° 30 ¢	21,0
ZIL-130			6,35	78,09	22 ° 30 ¢	27,0
Ural-375 N			6,35	78,09	20 °	27,0
KamAZ-5320			6,35	78,09	22 ° 30 ¢	27,0
MAZ-5335			5,50	62,77	20 °	22,5
KrAZ-257B1			8,0	98,39	20 °	30,2
BelAZ-540A			8,0	98,39	20 °	30,2
BelAZ-548A			9,0	110,68	20 °	37,0

1. Bocharov NF Oblikovanje in izračun visokih tekaških vozil: učbenik za tehnične fakultete / NF Bocharov, IS Tsitovich, AA Polungyan. - M.: Strojništvo, 1983. - 299 str.

2. Bukharin N. A. Avtomobili. Oblika, načini obremenitve, delovni procesi, trdnost vozil: učbenik. priročnik za univerze / N. A. Buharin, V. S. Prozorov, M. M. Shchukin. - M.: Mašinostroenie, 1973. - 504 str.

3. Lukin P. P. Oblikovanje in izračun avtomobila: učbenik za študente tehničnih šol / P. P. Lukin, G. A. Gasparyants, V. F. Rodionov. - M.: Strojništvo, 1984. - 376 str.

4. Osepchugov V. V. Automobile: Analiza strukture, elementi izračuna: učbenik za univerzitetne študente / V. V. Osepchugov, A. K. Frumkin. - M.: Mašinostroenie, 1989. - 304 str.

5. Oblika menjalnikov vozil: Referenčna knjiga / A. I. Grishkevich [in drugi]. - M.: Strojništvo, 1984. - 272 str.

Sestavljalci

Aleksej Vladimirovič Buyankin

Vladimir Georgievič Romashko

Naj bo podan diferencialni zobnik, za katerega je znano število zob vseh koles (slika 9):

Slika: 9. Diferencialni prenos. Primer izračuna.

z 1 =80; z 2 =20; z 2" =30; z 3 =30; n 1 \u003d 300 vrt / min; n H\u003d 200 vrt./min.

Določiti je treba število vrtljajev vseh zobnikov.

Po Willisovi formuli:

znak "-" pred vrednostjo n 3 ustreza primeru, ko je smer vrtenja povezave 4 nasprotna smeri vrtenja povezav 1 in H.

n 2 \u003d n 2 ', ker z 2 in z 2 'so trdno pritrjeni na eni gredi.

Če so pri diferencialnem menjalniku vodilne povezave med seboj povezane z dodatnim menjalnikom, se bo izkazalo zaprti diferencialni zobnik.

Diferencialno zaprto orodje

Diferencialna prestava z zaprto zanko ima en pogonski člen (mobilnost) in premična osrednja kolesa.

Kot primer lahko razmislimo o diferencialnem prenosu (slika 10, in) v katerem sta dve vodilni povezavi 1 in H... Če so te povezave zaprte poleg koles 1 ` , 5` , 5, 4, dobite zaprt diferencialni prenos (slika 10, b).

Slika: 10 Sprejem diferencialnega zaprtega menjalnika

Običajno je za kinematično preučevanje takšnih prenosov sestavljen sistem dveh algebrskih enačb. Ena izmed njih je enačba za določanje prestavnega razmerja od pogonske povezave do pogonske povezave diferencialnega dela po formuli Willis. Druga enačba je enačba z zaprto zanko za določanje prestavnega razmerja gonila.

Kot rezultat reševanja dobljenega sistema se določijo kotne hitrosti vseh členov in s tem prestavno razmerje mehanizma.

Za primer na sl. deset, b vzamemo za vodilno povezavo 1. Sistem enačb je zapisan v obliki:

Števec in imenovalec na levi strani enačbe (6) delimo z w 1:

,

z uporabo (7) dobimo

Za določitev kotnih hitrosti satelitov uporabimo tehniko iz prejšnjega primera:

Planetarna orodja

Imenuje se planetarni mehanizem, v katerem je eno od osrednjih koles nepomično pritrjeno planetarno orodje... Pokliče se fiksno centralno kolo podporo... Če je na primer osrednje kolo 3 v diferencialni prestavi (slika 10) trdno povezano s stojalom, bo dobljeno planetarno orodje z eno stopnjo gibljivosti (slika 11).

Zato z nastavitvijo gibanja centralnega kolesa 1 dobimo vrednost kotne hitrosti nosilca H... Če w H, potem lahko definiramo w 1.

Planetarni zobniki se uporabljajo za doseganje pomembnih prestavnih razmerij, povečanih vrednosti izkoristka z dimenzijami, manjšimi od dimenzij običajnih zobnikov.

Slika: 11. Planetarna oprema.

Za izpeljavo formule za prestavno razmerje v planetarni prestavi (slika 11) se uporabi Willisova formula:

,

saj je w 3 \u003d 0.

Zato s pogonskim kolesom 1. z vodilno vrvico H.

- prestavno razmerje vzvratnega gibanja z mirujočim povodcem in ohlapnim kolesom 3: .

Na splošno za planetna orodja:

kjer je prestavno razmerje od gibljivega kolesa 1 do mirujočega sredinskega kolesa n z ustavljenim povodcem H.

Določeno z razmerji (8) za običajne prestave.

Mešani transferji

Kličejo se orodja, sestavljena iz navadnih in planetarnih mehanizmov mešano ali kombinirano... Postopek za izračun takšnih prenosov je naslednji:

1. Celoten prenos je razdeljen na ločene najpreprostejše vrste znanih prenosov po načelu: izhodni člen prejšnjega je vhod za naslednjo stopnjo.

2. Izračunana so prestavna razmerja izbranih mehanizmov.

3. Skupno prestavno razmerje celotne mešane povezave je enako zmnožku posameznih prestavnih razmerij iz točke 2.

4. Določanje kotnih hitrosti osrednjih koles in satelitov temelji na metodah, opisanih v prejšnjih oddelkih.

Za ponazoritev si oglejte številne primere.

Primer 1. Določite prestavno razmerje menjalnika (slika 12).

Slika: 12. Shema menjalnika.

Sklep.

a) Mešano povezavo razstavimo na navadno prestavo z večkratnim vklopom (1,2,2`, 3) in na planetarno prestavo (3`, 4,4`, 5, H);

b) ;

f) Za iskanje kotne hitrosti satelitov:

2. primer Določite prestavno razmerje menjalnika (slika 13).

Slika: 13. Shema menjalnika.

Sklep.

a) Izločimo elementarne prenose: (1,2); (2`, 3,3`, 4, H 1); (H 2 , 4`,5, 5`,6);

b) ;

d) ;

e) ;

e) ;

g) Če želimo na primer najti kotno hitrost satelitov 3 - 3 ', uporabimo formulo:

kjer je mogoče določiti iz točke d).

3. primer Določite prestavno razmerje, w 4, w 5 menjalnika (slika 14).

Slika: 14. Shema menjalnika.

Sklep.

a) Ločimo naslednje korake: navadni prenos 1,2,2`, 3; planetno orodje 3`, 4,6, H; planetarno orodje H, 5,7,4 ', 8; navaden prenos 8`, 9;

v) (znak "-" je izbran v skladu s pravilom puščice);

d) ;

e) ;

g) ;

h) Z vodilno progo 1 iz točk c) in d) najdemo:

; Nadalje,

.

4. primer Iz začetnih podatkov določite število zob na 9. in 10. kolesu mehanizma (slika 15).

Slika: 15. Shema menjalnika

Glede na:z 1 =20; z 2 =60; z 3 =20; z 4 =15; z 5 =60; z 6 =65; z 7 =78; z 8 =24; n 1 \u003d 3200 vrt / min; n 10 \u003d 200 vrt./min.

Sklep.

in) ;

;

v) ;

e) ,

;

e) ;

g) Iz pogoja poravnave celotnega mehanizma:

h) .

Delovni nalog

1. Naredite kinematični diagram preiskovanega mehanizma zobnika. Če je shema znana, pojdite na 2. korak.

2. Določite stopnjo gibljivosti in vrsto mehanizma.

3. Glede na stanje težave oblikujte vrednosti začetnih podatkov: število zob koles, modul, kotne hitrosti pogonskih vezi itd.

4. Naredite algoritem za izračun prenosnega razmerja povezave.

5. Izvedite izračune.

6. Po potrebi določite vrednosti kotnih hitrosti vseh členov mehanizma, tako da nastavite številčno vrednost kotne hitrosti pogonske povezave.

7. Za celovit mehanizem preverite pravilnost dobljenega prestavnega razmerja tako, da označite relativno smer vrtenja pogonskih in gnanih členov in izmerite število vrtljajev.

8. Pripravite zaključke na podlagi rezultatov dela.

5. Variante oblikovalskih nalog

Ne. Va-ri-anta	Kinematični diagram	Pogoji
		Glede na: z 0 =20, z 1 =30, z 2 =100, z 3 =100, z 4 =30, z 5 =90, z 6 =20, z 7 =30, z 8 \u003d 10, w 0 \u003d 55 s -1. Najti: jaz 0-8, š 1, š 8.
		Glede na: z 0 =20, z 1 =56, z 2 =22, z 3 =18, z 4 =68, z 5 =24, z 6 =24, z 7 =40, z 8 =44, z 9 =64, z 10 =22, z 11 =28, z 12 =40, z 13 =20, z 14 =18, z 15 =102, n 0 \u003d 900 vrt./min. Najti: jaz 0-15 , n 15 , n 5 , n 9 .
		Glede na: z 0 =20, z 1 =40, z 2 =35, z 3 =70, z 4 =15, z 5 =30, n 5 \u003d 115 vrt / min. Najti: n 1 , n 4 .
		Glede na: z 0 =20, z 1 =60, z 2 =20, z 3 =15, z 4 =60, z 5 =65, z 6 =78, z 7 =24, m 8-9 =6, n 0 \u003d 3200 vrt / min, n 9 \u003d 200 vrt./min. Najdi: sredinska razdalja med 8 in 9 kolesi.
		Glede na: z 0 =24, z 1 =24, z 2 =28, z 3 =80, z 4 =28, z 4 =26, z 5 =30, z 6 =12, z 7 =28, n 8 \u003d 250 vrt./min. Najti: n 0 .
		Glede na: z 0 =20, z 1 =22, z 2 =80, z 3 =80, z 4 =18, z 5 =30, z 6 =30, z 7 =18, n 0 \u003d 650 vrt./min. Najti: jaz 0-7 , n 4 .
		Glede na: z 0 =80, z 1 =30, z 2 =40, z 3 =28, z 4 =24, z 5 =42, z 6 =40, z 7 =80, z 8 =28, z 9 \u003d 40, w 0 \u003d 10 s -1. Najti: jaz 0-9, š 3, š 5.
		Glede na: z 0 =20, z 1 =60, z 2 =20, z 3 =15, z 4 =60, Z 5 =65, z 6 =78, z 7 =24, n 0 \u003d 3200 vrt / min, n 9 \u003d 200 vrt./min. Najti: z 8 in z 9 .
		Glede na: z 0 =20, z 1 =17, z 2 =57, z 3 =80, z 4 =25, z 5 =20, z 6 =85, z 7 =90, z 8 =14, z 9 =61, n 0 \u003d 900 vrt./min. Najti: jaz 0-9 , n 1 , n 5 .
		Glede na: z 0 =20, z 1 =40, z 2 =30, z 3 =34, z 4 =30, z 5 =34, z 6 =28, z 7 =40, z 8 =20, z 9 =70, n 0 \u003d 300 vrt./min. Najti: jaz 0-9 , n 1 .

Literatura

1. Teorija mehanizmov in mehanike strojev: učbenik za univerze / K.V. Frolov [in drugi]; MSTU jih. N. E. Bauman; Ed. K.V. Frolov. - 5. izd., Ster. - M.: Založba MSTU im. N. E. Bauman, 2004. - 662 str.

2. I. Artobolevski. Teorija mehanizmov in strojev. M., 1988.

3. I.I.Artobolevsky, B.V.Edelstein. Zbirka problemov iz teorije mehanizmov in strojev. M., 1973.