- •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
5.5.1.2. Силовой расчет кривошипа при передаче крутящего момента
через планетарный зубчатый редуктор
Целью расчета является определение реакции в опоре кривошипа. Расчетная схема показана на рис. 5.14а. Она соответствует общей схеме, изображенной на рис. 5.12б. Здесьреакция со стороны шатуна 2 на кривошип. Величина и направление реакции, были определены выше при силовом расчете структурной группы (любой).FУ – уравновешивающие силы, в данном случае действует несколько уравновешивающих сил – столько, сколько сателлитов nW. На расчетной схеме представлен случай nW = 3.
Все параметры зубчатых колес определены при проектировании привода. Если расчетную схему (рис. 5.14а) выполнить в масштабе, с соблюдением направления сил, то плечо h21 можно замерить прямо на чертеже, а плечо действия уравновешивающих сил:
hУ = mag (Za + Zg)/2,
где mag – модуль зубчатых колес, Za, Zg – числа зубьев колес.
В данном случае уравновешивающие силы, по своему физическому смыслу – это усилия в осях сателлитов g, вращающие водило h, а водило представляет собой одно звено с кривошипом.
Вес кривошипа G1 часто пренебрежимо мал по сравнению с, но для общности учтём и его.
Уравновешивающие силы найдем из условия равновесия кривошипа в виде равенства нулю суммы моментов всех сил относительно точки O:
Тогда уравнение равновесия кривошипа:
(5.29)
Уравнение (5.29) решим графически, путем построения плана сил (рис. 5.14б). Векторы,иоткладываем в масштабе с учетом направления. В данном случае уравновешивающие силы образуют замкнутый контур и не влияют на величину реакции в опоре, что можно отметить как одно из преимуществ планетарных механизмов по сравнению с рядными. Замыкая план, находим искомый вектор.
5.5.2. Двухколенный кривошип
В общем случае к входному механизму (ВМ) может присоединяться несколько структурных групп. После определения реакций в их кинематических парах становятся известными усилия R1, R2, . . . Rn, действующие на ВМ со стороны рычажного механизма. В общем случае эти усилия могут быть приложены в произвольных точках ВМ. Ниже силовой расчет иллюстрируется конкретными примерами, но результаты будут получены в общем виде.
Наиболее часто встречающийся в курсовых проектах по ТММ случай, когда к кривошипу присоединяется несколько структурных групп – это коленчатый вал, приводящий в движение несколько шатунно-ползунных групп. На рис. 5.15 представлен пример такого механизма с двумя группами. Задача в данном случае состоит в определении реакций в опорах кривошипа.
Тип силового расчета кривошипа зависит от того, как на него передается крутящий момент с вала двигателя. На рис. 5.16 представлены наиболее распространенные варианты.
5.5.2.1. Крутящий момент на кривошип передаётся через зубчатую или фрикционную пару
Вариант, показанный на рис. 5.16а. В этом случае крутящий момент, действующий на кривошипе создается усилием в зацеплении и при силовом расчете учитывается так называемой уравновешивающей силой “Fу”, приложение которой уравновешивает кривошип, что и позволяет использовать уравнения равновесия. Плоская расчетная схема для этого варианта представлена на рис. 5.17а. Целью расчета является определение реакции в опоре кривошипа, обозначим её .
Уравновешивающая сила определяется из условия равновесия моментов всех сил, действующих на кривошип:
( 5.30)
где: hi – плечи, на которых соответствующие силы создают крутящие моменты, на рис. 5.17а показаны плечи h2 и hу, n – количество структурных групп, присоединенных к кривошипу.
Если момент передается через зубчатую пару, то w (см. рис. 5.17а) это угол зацепления, а если через фрикционную – то w = 0.
Если силовой расчет производится после динамического исследования характера движения кривошипа (см. гл. 7), то при вычислении уравновешивающей силы появляется возможность учесть и инерционную нагрузку:
( 5.31 )
где: MИ = Jпр 1 – инерционный момент, действующий на кривошип в данном положении, Jпр – значение приведенного момента инерции машины, 1 – угловое ускорение кривошипа.
Реакцию R01 в опоре кривошипа найдем из условия равновесия в виде равенства нулю суммы всех сил, действующих на кривошип:
( 5.32 )
где: G1 – вес кривошипа.
Уравнение (5.32) можно решить графически, построив план сил (рис. 5.17б), или аналитически, составив систему уравнений равновесия спроецировав векторное уравнение (5.32) на оси НСК X0Y0, тогда:
( 5.33 )
Характерными особенностями данного варианта являются:
1. Уравновешивающая сила создает дополнительную составляющую реакции в опоре кривошипа.
2. Величина этой дополнительной составляющей зависит от характера внешних сил, диаметра колеса 1 на валу кривошипа и расположения шестерни 2 относительно колеса 1.