Розрахунок диференційної передачі. Розрахунок диференціала. Формула розрахунку гітари диференціала
Зовнішній окружний модуль конічних зубчастих коліс диференціалів рекомендується вибирати за аналогією конструкції диференціалів сучасних транспортних машин. Для цих цілей використовуються наступні формули
;
; (1)
;
де емпіричний коефіцієнт,,
Число зубів сателіта,
Розрахунковий момент,
Число сателітів,
де число зубів напівосьові зубчастого колеса.
Ставлення до конічних диференціалом становить, і т.д.
У всіх випадках необхідно дотримуватися умова сборности
,
де ціле число.
Всі зубчасті колеса диференціала прямозубиє. Ширина зубчастого вінця
де зовнішнє конусний відстань
Параметри вихідного контуру приймаються по ГОСТ 13754-88. Допускається використовувати такі параметри:. Коефіцієнти зміщення і приймаються рівними по модулю, але для сателіта позитивний, а для шестерні негативний.
При вихідному контурі по ГОСТ приймають:
, тоді 
,
при, тоді 
.
У диференціалах має місце блокування за допомогою гідронажімних фрикційних муфт. Якщо фрикційна муфта блокує піввісь диференціала, то момент тертя муфти
де розрахунковий радіус ведучого колеса,
ККД конічної передачі.
За формулою (1)
Число зубів плоского колеса, а для відп. передач при 90º. Відповідає контуру зубів рейки.
Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження,
Межа витривалості зубів при згині, відповідний базовому числу циклів напруги,
Коефіцієнт, що враховує вплив форми зуба і концентрацію на вигин,
Коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження,
Коефіцієнт ширини зубчастого вінця.
Для розрахунку напівосьових шестерень і сателітів вибирається найбільший момент по зчепленню ведучих коліс з дорожнім покриттям.
де коефіцієнт зчеплення,
Передавальне число,
ККД бортовий конічної передачі.
Момент, діючий на сателіт
Хрестовина сателіта розраховується на зріз від окружної сили
де середній радіус дії окружної сили на хрестовину.
де середній радіус поверхні контакту сателіта і шипа хрестовини щодо осі напівосьових шестерень,
Діаметр шипа хрестовини,
Довжина циліндричної поверхні сателіта під шип хрестовини.
Обчислюють також напруження зминання в контакті шипа хрестовини з корпусом диференціала
де довжина циліндричної поверхні корпусу диференціала під шип хрестовини.
Зубчасті колеса хрестовини і сухаря диференціала виготовляють з високолегованих сталей, що застосовуються для виготовлення агрегатів трансмісії, з цементацією на глибину 1,5 ... 1,9 мм і загартуванням до HRC е від 58 до 63 з твердістю серцевини від 30 до 40. Корпуси диференціалів відливають з ковкого чавуну 35 ... 10 або стали.
Визначають число зубів сателіта за такою формулою
,
де передавальне число від сателіта до шестерні піввісь.
Зазвичай приймають в розрахунках, виходячи з умови розміщення напівосьових шестерень шлицевого кінця півосі потрібного діаметру і обмеження розміру диференціала.
В диференціалі сателітів від 2 до 4.
напівосі
Напівосі служать для передачі крутного моменту від міжосьового диференціала до ведучих коліс машини і, по суті, є провідними валами. При залежній підвісці коліс піввісь розташовуються усередині картера і, як правило, з'єднуються з шестерні піввісь диференціала шлицами, а з маточинами ведучих коліс за допомогою шліців або фланців, що становлять одне ціле з півосями. Всі типи піввісь розраховуються на опір втоми і статичну міцність, приймаючи в розрахунку, що балки не деформуються. У розрахунку беруть такі діючі на піввісь силові фактори:
в разі інтенсивного розгону або гальмування максимальний крутний момент і згинальні моменти діють по осях;
при занесенні машини на повороті враховують вигинає момент відносно горизонтальної осі майданчика;
в разі переїзду через перешкоду враховується вигинає момент відносно горизонтальної осі до майданчика небезпечногоперетину піввісь.
Враховують коефіцієнт динамічності, застосовуваний для високонавантажених транспортних засобів в межах від 2 до 2,5, а для транспортних засобів високої прохідності від 2,5 до 3.
При розрахунку оцінок статичної міцності піввісь застосовуються додаткові напруги:
s w: ascii \u003d "Cambria Math" w: h-ansi \u003d "Cambria Math" /\u003e
При цьому еквівалентне напруження, яке порівнюється з допускаються, розраховується за такими формулами
,
де діаметр піввісь в небезпечному перерізі.
Для полуразгруженних і розвантажених на ¾ піввісь при інтенсивному розгоні або гальмуванні
,
де згинальні моменти щодо осей і.
При занесенні машини на повороті
При переїзді перешкоди
В існуючих конструкціях діаметр піввісь у навантажувальних транспортних засобів приймають 
мм.
планетарні передачі
Основні співвідношення планетарних механізмів.
Планетарним механізмом називають механізм, що складається з зубчастих коліс, в якому геометрична вісь хоча б одного колеса рухлива. Зубчасте колесо з рухомою геометричною віссю називається сателітом. Сателіт може мати один або кілька зубчастих вінців, або складатися з знаходяться в зачепленні декількох коліс.
Класифікація триланкових планетарних механізмів
Ланка, в якому встановлені осі сателітів - водило (h). Зубчасте колесо, геометрична вісь якого збігається з основною віссю механізму - центральне (a, b, k). Основною ланкою планетарного механізму називають ланка, що сприймає в навантаженої передачі зовнішній момент, і є центральним.
a - сонячна шестерня,
h - водило,
g - сателіт,
b - коронна шестерня (епіциклічних).
Планетарний механізм, у якого обертаються всі 3 основних ланки, називають диференціалом. Планетарні механізми позначають щодо відповідності наявних сателітів, зацеплений і значень параметрів. Планетарні механізми, в яких основними ланками є 2 центральних колеса і водило, позначається 2k-h. Планетарний редуктор може складатися з одного планетарного механізму або декількох, з'єднаних один з одним. Класифікація триланкових планетарних механізмів типу 2k-h приведена в класифікації триланкових планетарних механізмів. Більшого поширення в планетарних редукторах мають триланкову планетарні механізми типу A і D, значно рідше типу B. Кінематичні і силові характеристики триланкових планетарних механізмів визначаються його кинематическим параметром r wsp: rsidR \u003d "00000000"\u003e
де і кутова швидкість і частота обертання ланкивідповідно.
Вирази для визначення параметра з урахуванням знака вказані в таблиці класифікації триланкових планетарних механізмів. Наведене рівняння параметра r wsp: rsidR \u003d "00000000"\u003e
Це рівняння часто називають основним рівнянням кінематики триланкового механізму. У ряді випадків використовують параметр k . При цьому основне рівняння кінематики приймає наступний вигляд
Мета роботи:
Визначити навантаження на зуби сателітів, напівосьових шестерень,
хрестовину і навантаження з боку сателітів на корпус диференціала.
прототип:
Як прототип візьмемо диференціал автомобіля Kia Spectra.
Диференціал конічний, двохсателіт
Визначення навантаження на зуб сателіта і напівосьових шестерень
Навантаження на зуб сателіта і напівосьових шестерень визначають з умови, що окружна сила розподілена порівну між усіма сателітами, і кожен сателіт передає зусилля двома зубцями. Окружна сила, що діє на один сателіт,
де r1 - радіус прикладання сили,
nc - число сателітів, nc \u003d 2;
Mmax - максимальний момент,
що розвивається двигуном,
Mmax \u003d 130 Н.м;
iТР - передавальне число трансмісії,
iТР \u003d iКП1 * Ігп \u003d 
;
Кд - коефіцієнт динамічності,
2,5\u003e Кд\u003e 1,5, в розрахунку приймемо Кд \u003d 2.
Малюнок 12 Розрахункова схема диференціала
Шип хрестовини під сателітом відчуває напругу зрізу
Перетворюючи формули, отримуємо:
де приймаємо τср \u003d 120 МПа, і виходячи з цього можна знайти d:
Шип хрестовини під сателітом відчуває також напруження зминання:
де приймаємо σсм \u003d 60 МПа, виходячи з цього знаходимо l1;
Шип хрестовини під сателітом відчуває напруження зминання в місці кріплення в корпусі диференціала під дією окружної сили:
де радіус прикладання сили м;
де приймаємо σсм \u003d 60 МПа, і виходячи з цього знаходимо l2;
В ході розрахунку була визначена навантаження на зуби сателітів, напівосьових шестерень, хрестовину і навантаження з боку сателітів на корпус диференціала. Навантаження, розраховані з урахуванням всіх припущень, задовольняють прийнятим умови.
Раніше на більшості підприємств гітару дефференціала вважали технологи (принаймні наскільки я це знаю). На даний момент на деяких підприємствах диференціал вважають технологи, а на деяких ця «турбота» перейшла до Зуборезчики, що вже й говорити коли потрібно «нишком» зробити шабашку! Пов'язано це думаю з тим, що з масового виробництва шестерні йде перехід на виробництво на малих підприємствах, де це завдання лягає на плечі Зуборезчики ... Особисто моя думка і я не раз вже говорив про це - вважати диференціал повинні технологи, хоча дане вміння не завадить Зуборезчики . Звичайно це не важко, але навіщо зайва відповідальність? Я думаю Ви зі мною погодитеся. В основному ніхто просто не хоче брати на себе відповідальність!
Що потрібно знати і мати щоб порахувати диференціал на зубофрезерний верстат?
- Постійну гітари диференціала верстата.
- Кут нахилу по ділильному діаметру.
- Модуль.
- Повинна бути книга підбору змінних шестерні (відмінний і більш прийнятний варіант в електронному вигляді. Наприклад «Петрик М.І., Шишков В.А. (1973). Таблиці для підбору зубчастих коліс.» Або «Сандаков М.В. - Таблиці для підбору шестерень. Довідник. »
- Калькулятор. Я використовую калькулятор на смартфоні.
Формула розрахунку гітари диференціала:
c (диференціала верстата) × sinβ / Mk
Тобто постійна диференціала верстата помножити на синус нарізається кута і розділити на модуль / значення k - це число заходів фрези. Зазвичай фрези однозаходний, якщо немає то ділимо модуль помножити наприклад на 2 - якщо фреза двухзаходная.
Гітара диференціала на черв'ячні колеса при нарізанні тангенциальной подачею, вважається за іншою формулою!
Все просто, головне не помилитися і не заплутатися в цифрах!
Порахуємо диференціал кута 10 градусів, 33 хвилини, 23 секунди. Постійна 15, модуль 8. Фреза однозаходний.
Знаходимо синус кута 10 33 23. Для цього ми переводимо даний кут в десятковий. Як це робити? 23/3600 + 33/60 + 10 \u003d 0,0063888888888880 + 0,55 + 10 \u003d 10,5563888888889 Визначаємо синус +10,5563888888889, він дорівнює +0,183203128805159.
Далі відкриваємо таблицю підбору змінних шестерні (я користуюся Петрик М.І., Шишков В.А) і шукаємо число (передавальне число) +0,343505866509673. При цьому треба знайти максимально близьке значення. Найбільше підходить 0,3435045. Гітара диференціала: 43 61 83 92 - перше значення вгору дробу, друге низ.
Налаштовуємо гітару диференціала. 43 ведуча, 92 ведена. Ставимо 43, з'єднуємо її з 83, 83 на одному валу з 61, 61 з'єднуємо з 92. Ось так:
Диференціал - механізм, що розподіляє підводиться до нього крутний момент між вихідними валами і забезпечує їх обертання з неоднаковими кутовими швидкостями.
Класифікація та вимоги до диференціалом детально розглянуті в.
На сучасних автомобілях найбільшого поширення набули симетричні конічні диференціали (рисунок 1.1). Такі диференціали, звані часто простими, застосовуються як на легкових, так і на вантажних автомобілях, причому як в якості межколесних, так і в якості міжосьових.
Малюнок 1.1 - Розрахункова схема симетричного конічного диференціала
Сателіти і напівосьові шестерні виконуються прямозубими. Число зубів сателітів і шестерень може бути як парних, так і непарних, але за умовами зборки мав би підпорядковуватися умові:
де - число зубів шестерні піввісь; - число сателітів; К - ціле число.
Шип хрестовини під сателітом відчуває напруги зминання і зрізу.
Напруження зминання s, Па, розраховують за формулою
, (1.2)
де - момент на корпусі диференціала, Н × м; - радіус додатки осьової сили, що діє на вісь сателіта, м; - діаметр осі сателіта (діаметр шипа хрестовини), м; l - довжина осі, на якій обертається сателіт, м.
Момент на корпусі, Н × м, межколесного диференціала автомобіля з колісною формулою 4 2 визначають за формулою
, (1.3)
де - максимальний крутний момент двигуна, Н × м; - передавальне число першого ступеня коробки передач; - передавальне число головної передачі.
Радіус додатки осьової сили, м, що діє на вісь сателіта, визначають за формулою
, (1.4)
де - зовнішній окружний модуль, м.
Діаметр шипа хрестовини, м, розраховують за формулою
, (1.5)
де - допустимий тиск між шипами і сателітами, Па.
Допустимий тиск між шипами і сателітами диференціалів:
· Легкових автомобілів - \u003d 80 МПа;
· Вантажних автомобілів - \u003d 100 МПа.
Довжина осі l, м, на якій обертається сателіт, може бути наближено визначена за формулою
, (1.6)
де b - ширина зубчастого вінця сателіта, м; - половина кута початкового конуса сателіта, град.
Половину кута початкового конуса сателіта, град, розраховують за формулою
, (1.7)
де - число зубів сателіта.
Допустимі напруги зминання - [s] \u003d 50 ¸ 60 МПа.
Напруга зрізу, Па, осі сателіта визначають за формулою
. (1.8)
Допустимі напруги зрізу - \u003d 100 ¸ 120 МПа.
Радіальні сили в симетричному диференціалі врівноважуються, осьові сприймаються корпусом диференціала.
Торці сателітів розраховують на зминання під дією осьової сили. Осьову силу, Н, визначають за формулою
, (1.9)
де - радіус додатки окружний сили в зачепленні, м.
Кут зачеплення - a \u003d 20 °.
Радіус додатки окружний сили в зачепленні при розрахунках можна прийняти рівним радіусу додатка осьової сили, що діє на вісь сателіта.
Напруга зминання, Па, торця сателіта розраховують за формулою
, (1.10)
де - діаметр торцевої поверхні сателіта, що сприймає осьову навантаження, м.
Діаметр торцевої поверхні сателіта, м, що сприймає осьову навантаження, визначають за формулою
. (1.11)
Допустимі напруги зминання - \u003d 10 ¸ 20 МПа.
Торці напівосьових шестерень розраховують на зминання під дією осьової сили, що діє на шестерні піввісь.
Осьову силу, Н, що діє на шестерні піввісь, визначають за формулою
. (1.12)
Напруга зминання торця шестерні піввісь, Па, розраховують за формулою
, (1.13)
де, - найбільший і найменший радіуси торцевої поверхні шестерні, що сприймає осьову навантаження, відповідно, м.
Найбільший радіус торцевої поверхні шестерні може бути прийнятий рівним радіусу додатка осьової сили, що діє на вісь сателіта.
Найменший радіус торцевої поверхні шестерні приблизно може бути визначений за формулою
, (1.14)
де - радіус піввісь, м.
Мінімальні діаметри піввісь наведені в таблиці 1.2.
Таблиця 1.2 - Мінімальні діаметри піввісь
Продовження табл. 1.2
Допустимі напруги зминання - \u003d 40 ¸ 70 МПа.
При повороті число обертів сателіта на осі не перевищує \u003d 20 ¸ 30 об / хв. Тому розрахунок на знос не обов'язковий. Число оборотів різко зростає при буксовании, однак цей випадок не характерний для нормальних умов експлуатації.
Навантаження на зуби сателітів і напівосьових шестерень визначають з умови, що окружна сила розподілена порівну між усіма сателітами і кожен сателіт передає зусилля двома зубцями.
Розрахунковий момент на сателіті і на напівосьової шестірні, розраховують за формулою
. (1.15)
Розрахунок зубів зубчастих коліс диференціала по напруженням вигину виробляють за формулами для конічних головних передач. Допустимі напруги вигину зубів - \u003d 500 ¸ 800 МПа.
При виборі основних параметрів зубчастих коліс симетричних конічних диференціалів можуть бути використані дані таблиці 1.1.
Таблиця 1.1 - Геометричні параметри симетричних конічних диференціалів
| автомобіль | число зубів | Зовнішній окружний модуль, мм | Конусний відстань, мм | кут профілю | Ширина вінця, мм | число сателітів | |
| сателітів | шестерень | ||||||
| ЗАЗ-968 | 3,50 | 39,13 | 20 ° 30 ¢ | 11,0 | |||
| Москвич-2140 | 4,13 | 35,53 | 22 ° 30 ¢ | 12,6 | |||
| ВАЗ-2101 | 4,0 | 37,77 | 22 ° 30 ¢ | 12,0 | |||
| ГАЗ-24 | 5,0 | 47,20 | 23 ° 30 ¢ | ––– | |||
| УАЗ-469 | 4,75 | 44,90 | 22 ° 30 ¢ | 35,0 | |||
| ГАЗ-53А | 5,75 | 62,62 | 22 ° 30 ¢ | 21,0 | |||
| ЗІЛ-130 | 6,35 | 78,09 | 22 ° 30 ¢ | 27,0 | |||
| Урал-375 Н | 6,35 | 78,09 | 20 ° | 27,0 | |||
| КамАЗ-5320 | 6,35 | 78,09 | 22 ° 30 ¢ | 27,0 | |||
| МАЗ-5335 | 5,50 | 62,77 | 20 ° | 22,5 | |||
| КрАЗ-257Б1 | 8,0 | 98,39 | 20 ° | 30,2 | |||
| БелАЗ-540А | 8,0 | 98,39 | 20 ° | 30,2 | |||
| БелАЗ-548А | 9,0 | 110,68 | 20 ° | 37,0 |
1. Бочаров М. Ф. Конструювання і розрахунок машин високої прохідності: підручник для втузів / Н. Ф. Бочаров, І. С. Цитович, А. А. Полунгян. - М .: Машинобудування, 1983. - 299 с.
2. Бухарін Н. А. Автомобілі. Конструкція, навантажувальні режими, робочі процеси, міцність агрегатів автомобіля: навч. посібник для вузів / Н. А. Бухарін, В. С. Прозоров, М. М. Щукін. - М .: Машинобудування, 1973. - 504 с.
3. Лукін П. П. Конструювання і розрахунок автомобіля: підручник для студентів втузів / П. П. Лукін, Г. А. Гаспарянц, В. Ф. Родіонов. - М .: Машинобудування, 1984. - 376 с.
4. Осепчугов В. В. Автомобіль: Аналіз конструкції, елементи розрахунку: підручник для студентів вузів / В. В. Осепчугов, А. К. Фрумкін. - М .: Машинобудування, 1989. - 304 с.
5. Проектування трансмісій автомобілів: Довідник / А. І. Гришкевич [и др.]. - М .: Машинобудування, 1984. - 272 с.
| |
укладачі
Олексій Володимирович Буянкін
Володимир Георгійович Ромашко
Нехай дана диференціальна передача, у якій відомі числа зубців всіх коліс (рис. 9):
Рис. 9. Диференціальна передача. Приклад розрахунку.
z 1 =80; z 2 =20; z 2" =30; z 3 =30; n 1 \u003d 300 об / хв; n H\u003d 200 об / хв.
Потрібно визначити числа оборотів всіх коліс передачі.
За формулою Вілліса: 
Знак «-» перед значенням n 3 відповідає випадку, коли напрямок обертання ланки 4 протилежно напрямку обертань ланок 1 і H.
n 2 \u003d n 2 ', так як z 2 і z 2 'жорстко скріплені на одному валу.
Якщо в диференціальної передачі провідні ланки зв'язати між собою додаткової зубчастої передачею, то вийде замкнута диференціальна передача.
Диференціальна замкнута передача
Замкнута диференціальна передача має одне провідне ланка (рухливість) і рухливі центральні колеса.
Як приклад розглянемо диференціальну передачу, (рис. 10, а) В якій два провідних ланки 1 і H. Якщо ці ланки замкнути поруч коліс 1 ` , 5` , 5, 4, то вийде замкнута диференціальна передача (рис. 10, б).
Рис. 10 Отримання диференціальної замкнутої передачі
Зазвичай для кінематичного дослідження таких передач складається система двох алгебраїчних рівнянь. Одне з них - рівняння для визначення передавального відношення від провідного ланки до веденого ланці диференціальної частини за допомогою формули Вілліса. Друге рівняння - рівняння замкнутості для визначення передавального відносини рядовий частині передачі.
В результаті рішення отриманої системи визначаються кутові швидкості всіх ланок, і відповідно, передавальне відношення механізму.
Для випадку на рис. 10, б приймаємо за провідне ланка 1. Система рівнянь записується у вигляді:
Чисельник і знаменник лівої частини рівняння (6) ділимо на w 1:
,
використовуючи (7), отримуємо
Для визначення кутових швидкостей сателітів використовуємо методику з попереднього прикладу:
планетарні передачі
Планетарний механізм, у якого одне з центральних коліс закріплено нерухомо, називається планетарної передачею. Нерухоме центральне колесо називають опорним. Наприклад, якщо в диференціальної передачі (рис. 10) центральне колесо 3 жорстко з'єднати зі стійкою, то вийде планетарна передача з одним ступенем рухливості (рис. 11).
Отже, задаючи рух центрального колеса 1, отримують значення кутової швидкості водила H. Якщо ж задана w H, То можна визначити w 1.
Планетарні передачі застосовують для отримання значних передавальних відносин, підвищених значень ККД при габаритах менше, ніж габарити рядових передач.
Рис. 11. Планетарна передача.
Для виведення формули передавального відносини в планетарній передачі (рис. 11) застосовується формула Вілліса:
,
так як w 3 \u003d 0.
Отже, при провідному колесі 1. 
при провідному повідку H.
- передавальне відношення зверненого руху при нерухомому повідку і раскреплённом колесі 3: 
.
У загальному випадку для планетарних передач:
де - передавальне відношення від рухомого колеса 1 до нерухомого центральному колесу n при зупиненому повідку H.
Визначається по співвідношенням (8) для пересічних передач.
змішані передачі
Передачі, які складаються з рядових і планетарних механізмів, називаються змішаними або комбінованими. Порядок розрахунку таких передач наступний:
1. Вся передача розділяється на окремі найпростіші види відомих передач за принципом: вихідна ланка попередньої є вхідним для подальшої ступені.
2. Підраховуються передавальні відносини виділених механізмів.
3. Загальне передавальне відношення всього змішаного з'єднання дорівнює добутку окремих передавальних відносин з п. 2.
4. Визначення кутових швидкостей центральних коліс і сателітів засноване на методиках, викладених в попередніх розділах.
В якості ілюстрацій розглянемо ряд прикладів.
Приклад 1. Визначити передавальне відношення редуктора (рис. 12).
Рис. 12. Схема редуктора.
Рішення.
а) розчленовувати змішане з'єднання на рядову передачу з кратним зачепленням (1,2,2`, 3) і на планетарну передачу (3`, 4,4`, 5, H);
б) 
;
е) Для знаходження кутової швидкості сателітів:
Приклад 2. Визначити передавальне відношення редуктора (рис. 13).
Рис. 13. Схема редуктора.
Рішення.
а) Виділяємо елементарні передачі: (1,2); (2 `, 3,3`, 4, H 1); (H 2 , 4`,5, 5`,6);
б) 
;
г) 
;
д) 
;
е) 
;
ж) Щоб, наприклад, знайти кутову швидкість сателітів 3 - 3 `скористаємося формулою:
де можна визначити з пункту г).
Приклад 3. Визначити передавальне відношення, w 4, w 5 редуктора (рис. 14).
Рис. 14. Схема редуктора.
Рішення.
а) Виділяємо такі ступені: рядову передачу 1,2,2`, 3; планетарну передачу 3`, 4,6, H; планетарну передачу H, 5,7,4`, 8; рядову передачу 8`, 9;
в) 
(Знак «-» обраний відповідно до правила стрілок);
г) 
;
д) 
;
ж) 
;
з) При провідному колії 1 з пунктів в) і г) знаходимо:
; далі,,
.
Приклад 4. Визначити за вихідними даними кількість зубів 9-го і 10-го коліс механізму (рис. 15).
Рис. 15. Схема редуктора
дано: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 об / хв; n 10 \u003d 200 об / хв.
Рішення.
а) 
;
;
в) 
;
д) 
,
;
е) 
;
ж) З умови співвісності всього механізму:
з) 
.
Порядок виконання роботи
1. Скласти кінематичну схему досліджуваного зубчастого механізму. Якщо схема відома, то перейти до пункту 2.
2. Визначити ступінь рухливості і вид механізму.
3. В залежності від умови задачі сформувати значення вихідних даних: числа зубів коліс, модуль, кутові швидкості провідних ланок і т.п.
4. Скласти алгоритм підрахунку передавального відношення сполуки.
5. Провести розрахунки.
6. Якщо необхідно, то визначити значення кутових швидкостей всіх ланок механізму, задавши чисельне значення кутової швидкості ведучої ланки.
7. Для натурного механізму перевірити правильність отриманого передавального відносини шляхом позначки відносного напрямку обертання ведучого і веденого ланок і виміру чисел оборотів.
8. Зробити висновки за результатами роботи.
5. Варіанти розрахункових завдань
| № Ва-ри-анта | кінематична схема | умови |
 | дано: 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 с -1. знайти: i 0-8, w 1, w 8. | |
 | дано: 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 об / хв. знайти: i 0-15 , n 15 , n 5 , n 9 . | |
 | дано: z 0 =20, z 1 =40, z 2 =35, z 3 =70, z 4 =15, z 5 =30, n 5 \u003d 115 об / хв. знайти: n 1 , n 4 . | |
 | дано: 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 об / хв, n 9 \u003d 200 об / хв. Знайти: міжосьова відстань між 8 і 9 колесами. | |
 | дано: 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 об / хв. знайти: n 0 . | |
 | дано: 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 об / хв. знайти: i 0-7 , n 4 . | |
 | дано: 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 с -1. знайти: i 0-9, w 3, w 5. | |
 | дано: 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 об / хв, n 9 \u003d 200 об / хв. знайти: z 8 і z 9 . | |
 | дано: 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 об / хв. знайти: i 0-9 , n 1 , n 5 . | |
 | дано: 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 об / хв. знайти: i 0-9 , n 1 . |
література
1. Теорія механізмів і механіка машин: підручник для вузів / К.В. Фролов [и др.]; МГТУ ім. Н. Е. Баумана; Під ред. К.В. Фролова.- 5-е изд., Стер.- М .: Изд-во МГТУ ім. Н. Е. Баумана, 2004 .- 662 с.
2. І. І. Артоболевский. Теорія механізмів і машин. М., 1988.
3. І. І. Артоболевский, Б. В. Едельштейн. Збірник завдань по теорії механізмів і машин. М., 1973.