Материал: Проектирование механизмов радиоэлектронных средств. учебное пособие. Андреев А.И., Андреев И.В

движения от передаточных механизмов

6. Какие существуют основные типы рычажных

механизмов?

7. Для чего предназначены мальтийские механизмы и

какие звенья определяют структуру этих механизмов?

8. Охарактеризуйте назначение реечной передачи и ее

применение в современных конструкциях РЭС.

9. Какие существуют основные типы фрикционных

механизмов РЭС?

10. В чем различие простой и сложной зубчатых передач?

Для синусного механизма кинематические характеристики имеют вид:

 ( ) = rsin  (3.7)

- угол поворота

(3.8)

(3.9)

В случае тангенсного механизма эти характеристики имеют вид

(3.10)

- угол поворота

(3.11)

(3.12)

Для кривошипно-ползунного механизма функция положения и первая передаточная характеристика имеют вид

(3.13)

(3.14)

Вторая передаточная функция представляет производную от для такого механизма:

(3.15)

Для большинства рычажных и кулачковых механизмов функции положения и передаточные характеристики являются нелинейными функциями, поэтому эти механизмы используют в качестве исполнительных. Для цилиндрических зубчатых передач и фрикционных механизмов функция положения и передаточные характеристики и являются наоборот линейными функциями. Поэтому эти механизмы используются часто в промежуточных звеньях и выступают в качестве передаточных механизмов. Для фрикционных и зубчатых механизмов функция положения равна

(3.16)

- постоянные; где - угол поворота, равный .

Первая и вторая передаточная функции равны

(3.17)

(3.18)

Кинематический расчет таких механизмов включает определение передаточного отношения и нахождения передаточного числа .

Для фрикционных передач передаточное отношение с учетом упругого скольжения равно

, (3.19)

где и - диаметры ведущего и ведомого дисков;

и - угловые скорости вращения этих дисков;

- коэффициент, учитывающий скольжение и

зависящий от модуля упругости материала, шероховатости

поверхности, наличия смазки и условий эксплуатации.

В зубчатых передачах роль диаметров фрикционных катков играют делительные диаметры и , так называемых начальных окружностей, находящихся в зацеплении зубчатых колес.

Точки касания этих окружностей имеют одинаковую скорость .

Тогда передаточное отношение зубчатой передачи, состоящей из двух колес, равно:

, (3.20)

где знак минус относится к внешнему, а знак плюс – к внутреннему зацеплению; и - число зубьев второго и первого колес..

Для червячной передачи передаточное отношение равно /3/ равно делению числа зубьев червячного колеса на число заходов червяка

(3.21)

Таким же образом определяется передаточное отношение для конической и винтовой зубчатых передач, где - число зубьев ведомого колеса, - число зубьев ведущего колеса. Эти зубчатые механизмы изменяют плоскость вращения колес и передаточное отношение.

Рис. 3.1. Коническая (а), червячная (б) и винтовая (в) зубчатые передачи

В многоступенчатой цилиндрической зубчатой передаче с последовательным соединением зубчатых колес (рис. 3.2 а) передаточное отношение равно:

, (3.22)

где k- число пар сопряжения колес внешнего касания (зацепления); - число зубьев последнего n – го колеса; - число зубьев первого колеса.

Промежуточные колеса не влияют на величину передаточного отношения и получили название передаточных.

Назначение паразитных колес сводится к изменению направления вращения ведомого звена механизма, а также к уменьшению габаритов последнего при значительных межосевых расстояниях.

Для механизмов со ступенчатым соединением колес (рис. 3.2 б) на каждом промежуточном валу закреплено по два колеса, а на ведущем и ведомом валах – по одному.

Рис. 3.2. Последовательное (а), ступенчатое (б) соединения колес и смешанное с последовательным соединением

ступенчатой, конической и планетарной передач (в)

Передаточное отношение такого механизма с учетом того, что и определяется выражением:

(3.23)

Или в общем случае n – колес:

, (3.24)

где k – число пар сопряженных колес внешнего касания

(зацепления);

- число зубьев соответствующих колес.

Рассмотренное соединение колес позволяет реализовать большое передаточное отношение. При определении передаточного отношения планетарной передачи (рис.3.2 в) применим метод обращения движения (метод Виллиса), сообщим всей системе вращение с угловой скоростью минус ώ_н (ώ_н – угловая скорость водила Н). Тогда водило оказывается неподвижным, а передача превращается в соосный зубчатый механизм с неподвижными осями или обращенный механизм. Угловые скорости и исходного механизма: колесо 7 имеет угловую скорость ώ₇, водило - ώ_н, колесо 9 ώ₉ = 0. Обращенный механизм имеет угловые скорости: колесо7 - ώ₇ ^(н) = ώ₇ - ώ_н , колесо 9 - ώ₉ ^(н) = - ώ_н, водило ώ_н = 0. Причем верхний индекс в скобках указывает неподвижное звено. Передаточное отношение обращенного механизма от звена 7 к звену 9 равно

i₇₉ ^(н)= ώ₇ ^(н) / ώ₉ ^(н) =( ώ₇ - ώ_н )/ (- ώ_н ) = - ώ₇ /ώ₉ + 1 = - i_7н ⁽⁹⁾ +1.

Следовательно, искомое передаточное отношение от центрального колеса 7 к водилу Н определяется формулой

i_7н ⁽⁹⁾ = 1 - i₇₉ ^(н) . (3.25)

Передаточное отношение в обратном направлении

i_н7 ⁽⁹⁾ = ( i_7н ⁽⁹⁾ )^-1 = (1 - i₇₉ ^(н) )^-1 . (3.26)

При расчете передаточного отношения -i₇₉ ^(н) обращенного механизма с неподвижными в пространстве осями нужно учитывать знак передаточного отношения . Так как в рассматриваемой передаче одно зацепление внешнее, а другое внутреннее, то в соответствии с формулой (3.20) имеем

i₇₉ ^(н) = i₇₈ ^(н) ∙ i₈₉ ^(н) = (- Z₈ / Z₇ ) (+ Z₉ / Z₈ )

Следовательно, передаточное отношение планетарной передачи равно

i_7н ⁽⁹⁾ = 1 + (Z₈ / Z₇ ) (Z₉ / Z₈ ) = 1 + Z₉ / Z₇ (3.27)