- •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
3.7. Определение основных геометрических параметров
3.7.1. Механизмы с толкателем и роликом или с заостренным толкателем
Как уже отмечалось для механизмов этого типа (см. рис. 3.1,б,в,з) основными геометрическими параметрами являются: RО – радиус базовой окружности кулачка и “е” – эксцентриситет. Эти величины определяют из условия ограничения угла давления [1, 5, 8, 9, 14, 18]. То есть, для любого положения механизма текущий угол давления , не должен превышать максимально допускаемого значения []. Для механизмов рассматриваемого типа обычно [] = 30 ... 32o. Превышение этих значений приводит к заклиниванию механизма, а условием незаклинивания является []. При силовом замыкании механизма достаточно ограничить угол давления лишь для фазы удаления, т.к. на фазе возврата толкатель движется под действием замыкающей силы.
На рис. 3.10 показаны диаграммы, с помощью которых можно найти величины RО и е, такие, что всегда будет выполнено условие не заклинивания [1, 14, 18], на рис. 3.10a – для механизмов с силовым замыканием, на рис. 3.10б – с геометрическим.
Здесь строится график функции S’(S). По вертикальной оси откладывается перемещение S толкателя, а по горизонтальной – производная S’ = dS/d, называемая передаточной функцией механизма ( – угол поворота кулачка); это векторная величина, направление которой получают, повернув вектор скорости толкателя на 90 по направлению вращения кулачка. По своему физическому смыслу S’ это скорость толкателя при единичной угловой скорости кулачка. Угол давления i в любом i-м положении определяется зависимостью (3.8) или в частном случае центрального механизма (е = 0) – зависимостью (3.5). Схемы на рис. 3.10 фактически являются геометрической интерпретацией этих формул.
Сначала рассмотрим кулачковый механизм центрального типа с силовым замыканием. Проведем к кривой S’(S) (см. рис. 3.10а) касательную - под углом [] к оси S. Если за положение центра вращения кулачка принять точку О пересечения прямой - и оси S и считать, что центр ролика А двигается вдоль оси S, то для любого положения Si в соответствии с формулой (3.5) текущий угол давления i = EOSi; по построению всегда i []. Поэтому минимальный радиус базовой окружности RО min ц центрового профиля при е = 0
RО min ц = S’D/tg[] – SD. ( 3.9 )
Не увеличивая допускаемого значения угла давления, можно уменьшить размеры кулачка, вводя эксцентриситет. Наименьшее значение величины Ro будет в том случае, когда в крайнем нижнем положении центра ролика (точка А на рис. 3.10) угол давления равен []. Тогда минимальный радиус базовой окружности и оптимальное значение эксцентриситета определятся из треугольника OBC:
RО min = RО min ц / (2cos[] ); еопт = RО min / sin[]. (3.10)
Линии - и 1-1 ограничивают зону, в которой может располагаться центр вращения кулачка (на рис. 3.10 эта зона оттенена).
При геометрическом замыкании механизма условие ограничения угла давления должно выполняться как для фазы удаления, так и для фазы возврата. Определение величин RО, е для этого случая показано на рис. 3.10б. Касательные - и 1-1 к кривой S’(S) ограничивают зону, в которой может располагаться центр вращения кулачка и отсекают от оси S отрезки R1 и R2, величины которых определяются по формуле (3.9). Вершина зоны определяет минимальные габариты. Оптимальное значение эксцентриситета и минимальный радиус базовой окружности получаем из треугольников CBO и OAB:
( 3.11 )
Нередко значение RО min, полученное из условия ограничения угла давления, столь мало, что конструктивно не может быть реализовано. В этих случаях величины RО min, е выбирают конструктивно, но так, чтобы центр вращения кулачка располагался в допустимой зоне. При этом если оказывается, что выбранный RО > RО min ц, то целесообразно устанавливать е = 0, т.к. центральные механизмы более технологичны, а введение эксцентриситета разумно лишь тогда, когда позволяет уменьшить габариты.