- •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
Производят второй разгон ротора, дают выбег и замеряют амплитуду резонансных колебаний. Обозначим ее: a1.
После этого на роторе в то же место устанавливают удвоенную пробную массу 2mП. После этой операции дисбаланс ротора:
( 6.17 )
Производят третий разгон ротора, дают выбег и замеряют амплитуду резонансных колебаний. Обозначим ее: A2.
Изобразим ситуацию графически. На рис. 6.6а представлен ротор и показан изначальный дисбаланс, характеризующийся неизвестными параметрами mK, rK и пробные массы mП, 2mП, расположенные на известном расстоянии rП.
На рис. 6.6бизображен план дисбалансов в соответствии с выражениями (6.16), (6.17). Тонкими линиями план дисбалансов достроен до параллелограмма. По свойству сторон и диагоналей параллелограмма имеем:
DK2 + D22 = 2DП2 + 2D12
Отсюда
или
Тогда
( 6.18 )
Таким образом, при известном дисбалансе пробной массы DПи полученных в результате экспериментов значений амплитуд резонансных колебанийAK,A1,A2по формуле (6.18) находим коэффициент. Тогда из выражения (6.15) определяем дисбаланс ротора:
Для уравновешивания надо в плоскости II установить противовес, имеющий дисбаланс такой же по величине, но противоположный по направлению.
После этого, ротор переустанавливается так, что меняются местами плоскости I – II и все описанные операции повторяются для расчета и установки противовеса в плоскости I.
7. Динамика машин с абсолютно жесткими звеньями
Динамика как раздел механики изучает движение тел под действием сил во времени. Это очень обширный раздел, в котором рассматривается много различных задач. Здесь мы рассмотрим только одну из них.
7.1. Постановка задачи
Рассмотрим машинный агрегат, представленный на рис. 7.1, состоящий из двигателя, передаточного зубчатого механизма и исполнительного рычажного механизма. Пусть эта машина совершает установившееся движение, характеризующееся периодическими изменениями кинематических параметров движения. При этом период изменения равен рабочему циклу машины, т.е. промежутку времени, через который повторяются все фазы ее технологического процесса, соответствующему, например, времени оборота кривошипа главного рычажного механизма.
Поскольку в данном случае число степеней свободы системы W = 1, то достаточно определить закон движения одного ведущего звена6. Характер же движения остальных звеньев можно будет определить методами кинематики.
Таким образом, цель исследования предварительно можно сформулировать как задачу математического моделирования движения главного вала машины под действием приложенных машинному агрегату сил и моментов с помощью уравнения движения. Результатом моделирования, т.е. решения данного уравнения, будет искомый закон движения главного вала за один оборот:
1 = f(1), ( 7.1 )
где 1 – угол поворота главного вала, 1 – его угловая скорость.
К машинам, работающим в установившемся режиме, например, к технологическим машинам обычно предъявляют определенные требования по плавности хода. В частности, на рис. 7.1 изображена схема механического пресса. У такой машины слишком большое торможение в процессе технологической операции может привести к снижению качества изготавливаемых деталей.
По функции (7.1) можно установить максимальное max и минимальное min значение угловой скорости. По этим данным вычисляется коэффициент неравномерности хода
= 2 (max – min)/( max + min ), ( 7.2 )
являющийся количественной характеристикой степени отклонения угловой скорости от среднего значения. При проектировании машины, работающей в циклическом режиме обычно задается предельно допустимое значение коэффициента неравномерности хода [], и в конечном итоге, должно выполняться условие:
факт [] ( 7.3 )
Если в результате моделирования окажется, что условие (7.3) не выполняется, то на главный вал машины необходимо установить маховик, момент инерции которого должен быть подобран так, чтобы (7.3) выполнилось.
Резюмируя, можно окончательно сформулировать цели исследования как математическое моделирование движения главного вала машины и обеспечение на этой основе заданной плавности хода путем подбора требуемой маховой массы.