- •Балтийский государственный технический университет «военмех» им. Д.Ф. Устинова
- •В.Ю. Лавров Введение в теорию механизмов и машин Учебное пособие
- •Содержание
- •Введение
- •1. Структурный анализ и синтез рычажных механизмов
- •1.1. Основные определения
- •1.2. Число степеней свободы механизма
- •1.3. Структурные группы
- •1.4. Структурный синтез механизмов с помощью групп Ассура
- •1.5. Диагностика наличия пассивных связей
- •1.6. Элементы метрического синтеза рычажных механизмов
- •Математически это можно выразить следующим образом. Если выполняются условия:
- •Если выполняются условия:
- •2. Кинематический анализ рычажных механизмов
- •2.1. Постановка задачи
- •2.2. Кинематика входных механизмов
- •2.2.1. Кривошип
- •2.2.2. Ползун
- •2.2.3. Качающийся ползун
- •2.3. Аналитические зависимости кинематического анализа для структурных групп, связанных со стойкой
- •2.3.1. Трёхшарнирная структурная группа
- •2.3.2. Структурная группа "шатун - ползун"
- •Уравнение замкнутого векторного контура:
- •2.3.3. Кулисные структурные группы
- •2.3.4. Структурная группа "шарнир – ползун – ползун"
- •2.3.5. Структурная группа "ползун – шарнир – ползун"
- •2.4. Метод преобразования координат
- •2.5. Общая последовательность кинематического анализа
- •2.6. Передаточные функции, передаточное отношение
- •2.6.1. Передаточная функция
- •2.6.2. Передаточное отношение
- •2.7. Графо-аналитический метод планов2
- •3. Кулачковые механизмы
- •3.1. Классификация
- •3.2. Основные геометрические параметры кулачковых механизмов
- •3.3. Фазы работы кулачковых механизмов. Фазовые и конструктивные углы
- •3.4. Выбор закона движения выходного звена
- •3.4.1. Позиционные механизмы
- •3.4.2. Функциональные механизмы
- •3.5. Угол давления в кулачковых механизмах
- •3.6. Связь между углом давления и основными геометрическими параметрами кулачкового механизма
- •3.6.1. Механизм с толкателем центрального типа
- •Для надежного определения rOmin по формуле (3.7) rOmin I должны быть вычислены с достаточно мелким шагом по углу поворота кулачка.
- •3.6.2. Механизм с толкателем при наличии эксцентриситета
- •3.7. Определение основных геометрических параметров
- •3.7.1. Механизмы с толкателем и роликом или с заостренным толкателем
- •3.7.2. Механизмы с плоским толкателем
- •3.7.3. Механизмы с коромыслом и роликом
- •3.7.4. Механизмы с плоским коромыслом
- •3.8. Расчет профиля кулачка
- •3.8.1. Механизмы с толкателем и роликом или с заостренным толкателем
- •3.8.2. Механизмы с плоским толкателем
- •3.8.3. Механизмы с коромыслом и роликом
- •3.8.4. Определение радиуса ролика
- •4. Зубчатые механизмы
- •4.1. Классификация Зубчатые – это, наверное, самый широко распространенный класс механизмов. Большое разнообразие этих механизмов можно классифицировать следующим образом.
- •4.2. Основная теорема зацепления
- •4.3. Основные параметры эвольвентного зацепления
- •4.4. Теоретический и рабочий участок линии зацепления, зоны одно- и двупарного зацепления, коэффициент перекрытия
- •4.5. Методы изготовления зубчатых колес
- •4.5.2. Метод обкатки
- •Тогда ( 4.11 )
- •4.7.2.2. Гиперболоидные зубчатые передачи
- •Винтовая передача
- •Червячная передача
- •4.8. Кинематический анализ зубчатых механизмов
- •4.8.1. Рядные механизмы
- •4.8.2. Механизмы с промежуточными колесами
- •4.8.3. Планетарные зубчатые механизмы
- •4.8.4. Волновые зубчатые механизмы
- •4.8.5. Определение передаточных отношений сложных зубчатых механизмов
- •4.9. Силовой расчет зубчатых механизмов
- •4.9.1. Расчет крутящих моментов на валах
- •4.9.2. Усилия в зацеплениях
- •4.9.3. Определение реакций в опорах валов
- •4.10. Кпд зубчатых механизмов
- •4.10.1. Кпд зубчатых механизмов с неподвижными осями колес
- •4.10.2. Кпд планетарных зубчатых механизмов
- •4.11. Дифференциальные зубчатые механизмы
- •5. Силовой расчет рычажных механизмов
- •5.1. Постановка задачи
- •5.2. Общий порядок силового расчета
- •5.3. Внешние силы
- •5.4. Определение реакций в кинематических парах структурных групп
- •5.4.1. Аналитическое решение
- •5.4.1.1. Трёхшарнирная структурная группа
- •5.4.1.2. Структурная группа "шатун – ползун"
- •5.4.1.3. Кулисные структурные группы
- •5.4.1.4. Структурная группа типа "шарнир – ползун – ползун"
- •5.4.1.5. Структурная группа "ползун – шарнир – ползун"
- •5.4.2. Графо-аналитическое решение задачи силового расчёта
- •5.5. Силовой расчет кривошипа
- •5.5.1. Одноколенный кривошип
- •5.5.1.1. Силовой расчет кривошипа при передаче крутящего момента
- •5.5.1.2. Силовой расчет кривошипа при передаче крутящего момента
- •5.5.2. Двухколенный кривошип
- •5.5.2.1. Крутящий момент на кривошип передаётся через зубчатую или фрикционную пару
- •5.5.2.2. Крутящий момент на кривошип передается через планетарный или волновой механизм
- •6. Уравновешивание механизмов
- •6.1. Постановка задач
- •6.2. Уравновешивание роторов
- •6.2.1. Уравновешивание роторов при известном расположении неуравновешенных масс
- •6.2.2. Уравновешивание роторов при неизвестном расположении неуравновешенных масс
- •Производят второй разгон ротора, дают выбег и замеряют амплитуду резонансных колебаний. Обозначим ее: a1.
- •7.2. Метод приведения
- •7.3. Приведение сил и моментов
- •7.4. Приведение масс и моментов инерции
- •7.5. Уравнение движения
- •7.6. Анализ уравнения движения
3.4.2. Функциональные механизмы
Поскольку эти механизмы проектируются для воспроизведения требуемой функции перемещения выходного звена, следовательно, функцию S() или () можно считать заданной. Дифференцируя эти зависимости, получают функции скорости и ускорения выходного звена, которые и используются для проектирования механизма, как это описано ниже.
Заметим, однако, что операция дифференцирования чувствительна к погрешностям в значениях функции. Если закон перемещения задан аналитически, то проблем с дифференцированием не возникает. Но если он задается таблицей значений, да еще может быть полученной экспериментально, то, как правило, требуется применение специальных методов, позволяющих уменьшить погрешности.
В частности, если такая таблица получена экспериментально, то обычно требуется произвести её сглаживание. Это можно сделать, например, с помощью сглаживающих сплайнов [6, 7, 15] или путем фильтрации [3, 11]. В указанной литературе рассматриваются отнюдь не кулачковые механизмы, но проблема сглаживания функций носит общий характер.
Сам процесс дифференцирования функций, заданных таблично имеет “подводные камни”. Как правило, требуется применение комбинированных методов. Например, если функция имеет участки с различным характером изменения, то на линейных участках надо применять обычный метод трапеций, а на криволинейных эффективно использование интерполяционных сплайнов. Методика такого дифференцирования описана в работе [15].
3.5. Угол давления в кулачковых механизмах
Углом давления в кинематической паре называется угол между вектором реакции со стороны ведущего звена на ведомое, и вектором скорости точки контакта, если считать эту точку принадлежащей ведомому звену. Это определение справедливо для кинематических пар любого типа.
На рис. 3.7 показан угол давления для кинематических пар между кулачком и толкателем для различных типов механизмов с роликовым контактом и заостренным толкателем. Здесь мы будем рассматривать только такие механизмы, ввиду того, что для механизмов с плоским толкателем рассматриваемый вопрос не актуален, т.к. у таких механизмов угол давления в кинематической паре кулачок-толкатель всегда = 0.
Если не учитывать силу трения, то можно считать, что реакция R направлена по нормали к поверхности, в данном случае – к поверхности кулачка. Обратите внимание, что нормаль берется к центровому профилю кулачка, а точка контакта к – это конец толкателя или коромысла и ролик, даже если имеется, то не учитывается. vКТ – это скорость точки к, если считать её принадлежащей толкателю.
На рис. 3.7 показан также угол передачи , который является дополнительным до 90О к углу давления.
Угол давления является весьма важным параметром, т.к. если его величина превысит допускаемое значение, то КПД кинематической пары резко падает практически до нуля и кинематическую пару, а, следовательно, и весь механизм заклинивает. Предельно допустимыми значениями угла давления являются:
для механизмов с толкателем: [] = 30 … 32О,
для механизмов с коромыслом: [] = 45 … 50О.
Таким образом, условием незаклинивания является: [] для любого положения механизма. Соблюдение этого условия должно быть обеспечено еще на этапе проектирования механизма, а для этого необходимо выяснить какие размеры кулачкового механизма влияют на величину угла давления.