- •Введение
- •1 Основные понятия и определения. Классификация механизмов
- •1.1 Основные понятия и определения
- •1.2 Кинематические пары и их классификация
- •1.3 Кинематические цепи и их классификация
- •1.4 Структурные, кинематические и конструктивные схемы механизмов
- •1.5 Общая классификация механизмов
- •1.5.1 Механизмы, преобразующие вид движения
- •1.5.2 Механизмы, преобразующие параметры движения
- •2 Анализ рычажных механизмов
- •2.1 Структурный анализ
- •2.2 Кинематический анализ
- •2.2.1 Основные кинематические характеристики механизмов
- •2.2.2 Цели, задачи и методы кинематического анализа
- •2.2.3 Графический метод дифференцирования (метод кинематических графиков)
- •2.2.4 Метод планов скоростей и ускорений
- •2.2.5 Понятия об аналитических методах
- •2.3 Силовой анализ
- •2.3.1 Задачи и методы силового анализа
- •2.3.2 Определение внешних сил
- •2.3.3 Трение в кинематических парах
- •2.3.4 Механический КПД машины
- •2.3.5 Определение сил реакций в кинематических парах
- •2.3.6 Кинетостатика ведущего звена (рисунок 2.54)
- •2.3.7 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского
- •3 Анализ зубчатых механизмов
- •3.1 Основной закон зацепления (теорема Виллиса)
- •3.2 Теория эвольвенты
- •3.4 Основные параметры эвольвентных зубчатых колес
- •3.5 Способы изготовления зубчатых колес
- •3.6 Основные параметры зубчатой пары
- •3.7 Построение картины внешнего эвольвентного зацепления
- •3.8 Качественные показатели зацепления
- •3.9 Блокирующий контур
- •3.10 Кинематический анализ механизмов передач
- •3.10.1 Аналитический метод
- •3.10.2 Графоаналитический метод
- •3.11 Силовой анализ передач
- •4 Анализ кулачковых механизмов
- •4.1 Общие сведения
- •4.2 Силовой анализ
- •5 Синтез рычажных механизмов
- •5.1 Структурный синтез
- •6 Синтез планетарных механизмов
- •7 Синтез кулачковых механизмов
- •7.1 Графический метод
- •7.1.1 Законы движения ведомого звена
- •7.1.3 Определение основных размеров кулачкового механизма
- •7.1.4 Построение профиля кулачка
- •7.2 Аналитический метод
- •7.2.1 Аналитическое описание закона движения толкателя
- •7.2.2 Определение основных размеров кулачка
- •7.2.3 Построение центрового профиля кулачка
- •7.2.4 Определение радиуса ролика
- •7.2.5 Построение конструктивного профиля кулачка
- •8. Динамика машин с жесткими звеньями
- •8.1 Определение масс и моментов инерции звеньев
- •8.2 Приведение масс
- •8.3 Приведение сил
- •8.4 Режим работы машины
- •8.5 Уравнение движения
- •8.6 Неравномерность хода машинного агрегата
- •8.7 Расчет маховика без учета характеристик приводного электродвигателя
- •8.8 Динамика машин с учетом характеристик приводного электродвигателя
- •9 Динамика машин с учетом упругости звеньев
- •9.1 Структура динамического расчета
- •9.2 Динамические модели
- •9.3 Математические модели
- •9.4 Решение уравнений движения
- •9.5 Оптимизация колебательного процесса
- •10 Уравновешивание и виброзащита машин
- •10.1 Уравновешивание машин
- •10.1.1 Уравновешивание вращающихся звеньев
- •10.1.2 Уравновешивание плоских рычажных механизмов (циклических механизмов)
- •10.2 Виброзащита машин
- •10.2.1 Виброгашение
- •10.2.2 Виброизоляция
- •11 Манипуляторы и промышленные роботы
- •11.1 Виды манипуляторов и промышленных роботов
- •11.2 Структура и геометрия манипуляторов
- •11.3 Кинематика манипуляторов
- •12 Синтез системы управления механизмами машины-автомата
- •12.1 Тактограмма движения
- •12.2 Таблица включений (таблица 12.2)
- •12.3 Составление формул включения и их упрощение
- •12.4 Построение системы управления на пневматических элементах
- •12.5 Построение системы управления на электрических элементах
- •Список использованных источников
β = ϕ + arctg S′ .
S + S0
8. Динамика машин с жесткими звеньями
Машинный агрегат представляет собой сложную систему, состоящую из соединенных между собой звеньев с распределенными и сосредоточенными параметрами (рисунок 8.1). Под параметрами понимаются различные величины, характеризующие физические свойства звеньев и кинематических пар (масса, моменты инерции, упругость, трение в кинематических парах и т.д.).
Для упрощения исследования движения машинных агрегатов принимают некоторые допущения: распределенные параметры заменяют сосредоточенными (массы звеньев сосредотачивают в их центрах тяжести), звенья в первом приближении, считают абсолютно жесткими, трение в кинематических парах можно не учитывать и т.д.
Таким образом, в этом случае принимается во внимание только механическая энергия системы, состоящей из звеньев, массы и моменты инерции которых известны. Внешние силы, приложенные к звеньям, также считаются известными. Тогда для каждого звена, как и для любого твердого тела, можно составить уравнение движения, добавив ко всем внешним силам силы реакций в кинематических парах от отброшенных звеньев.
Однако для машинных агрегатов со многими звеньями это не удобно. Вместо составления и решения системы уравнений, число которых
равно числу подвижных звеньев механизма, пользуются приемом приведения масс и сил, т.е. изучают предельно простую одномассовую динамическую модель, а затем полученное решение переносят на первоначальную сложную систему.
1 – электродвигатель
2 – муфта упругая
3 – планетарный редуктор
4 – зубчатая передача
5 – кулачковый механизм
6 – рычажный механизм
Рисунок 8.1 – Схема машинного агрегата
8.1 Определение масс и моментов инерции звеньев
Наиболее массивные звенья механизмов передач - зубчатые колеса. Зубчатые колеса с диаметром делительной окружности d<200 мм
выполняются плоскими или с небольшими углублениями (1…2 мм) (рисунок 8.2 а). Масса таких зубчатых колес определяется как для сплошного диска, кг
m = γ |
π d |
2 |
b, |
(8.1) |
4 |
|
|||
|
|
|
|
|
где γ = 7800 кг/м3 – объемная масса стали; |
|
|||
d – диаметр делительной окружности, м; |
|
b =d/5 – ширина колеса, м.
После подстановки этих значений в выражении (8.1), получим упрощенную формулу для определения массы, кг
m ≈ 1200d3 , |
|
(8.2) |
|||
Собственный момент инерции сплошного диска определяется |
|||||
выражением, кгм2 |
= m d2 |
|
|
||
J = γ |
π |
bd4 |
, |
(8.3) |
|
|
|||||
32 |
|
8 |
|
|
|
приняв γ = 7800 кг/м3; b =d/5 м, |
|
|
|
||
после преобразования (8.3), получим приближенную формулу, кгм2 |
|
||||
J z ≈ 150d5 , |
|
(8.4) |
a) d<200 |
б) d>200 мм |
m ≈ 1200 d3, J ≈ 150 d5 |
m ≈ 640 d3, J ≈110 d5 |
Рисунок 8.2 |
|
Зубчатые колеса с диаметром делительной окружности d>200 мм (и зубчатые колеса с внутренним зацеплением) состоят из обода шириной - b и толщиной - δ, диска толщиной – С и ступицы (рисунок 8.2б).
d - диаметр делительной окружности (из расчета передач), м; b = y ва × d » 15 d - ширина колеса, м;
d = 101 d - толщина обода, м;
D0 = d - 2d » 45 d - внутренний диаметр обода, м;
C » 151 d - толщина диска, м;
d0 > dB – диаметр отверстия в ступице равен сопряженному диаметра вала, м;
dст = 1,6d0 - диаметр ступицы, м;
ст =(1,0…1,5)d0 –длина ступицы, м;
dотв =1/4(D0 – dст) – диаметр отверстия в диске, м.
Масса таких колес в основном сосредоточена в ободе и определяется по формуле, кг:
æ |
|
p d2 |
|
p D |
0 |
ö |
|
|
m = kç |
g |
|
b - g |
|
b÷ |
, |
(8.5) |
|
4 |
4 |
|
||||||
ç |
|
|
|
÷ |
|
|
||
è |
|
|
|
|
|
ø |
|
|
где к = 1,10 - коэффициент, учитывающий массу диска и ступицы;
D0 |
= |
4 d - внутренний диаметр обода, м; |
|
|
|
5 |
|
b = |
|
15 d - ширина обода, м. |
|
После преобразований (8.5), имеем |
|
||
|
|
m » 640 d3 . |
(8.6) |
Момент инерции обода колеса, кгм2
|
æ |
|
p |
|
|
4 |
|
p |
4 |
ö |
|
J = |
kç |
g |
|
|
bd |
|
- g |
|
bD0 |
÷ . |
(8.7) |
32 |
|
32 |
|||||||||
|
è |
|
|
|
|
|
ø |
|
|||
Учитывая, что к = 1,10, b = |
1 d , |
D0 = |
4 d , |
|
|
|
|||||
|
5 |
|
|
|
|
|
5 |
|
|
|
|
после преобразований (8.7), получим