- •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
7.2. Метод приведения
Решать задачу будем методом приведения, суть которого сводится к следующему. Звено, характер движения которого будет исследоваться, выбирается в качестве звена приведения. К этому звену приводится вся внешняя нагрузка, действующая на все звенья машины. К этому же звену приводятся все инерционные свойства всех звеньев.
В данном случае, для машины, изображенной на рис. 7.1 звеном приведения будет главный вал машины – вал кривошипа главного механизма. Поскольку в этом случае звено приведение совершает вращательное движение, то внешняя нагрузка к нему будет приведена в виде так называемого приведенного момента MПР, а инерционные параметры – в виде приведенного момента инерции – JПР.
Таким образом, реальный машинный агрегат заменяется эквивалентной динамической моделью – рис. 7.2. Для этой модели составляется уравнение движения, являющееся математической моделью процесса вращения главного вала, решение которого и является результатом моделирования движения.
7.3. Приведение сил и моментов
Задача состоит в том, чтобы найти такой приведенный момент MПР, приложенный к звену приведения (см. рис. 7.1, 7.2), который эквивалентным образом заменял бы собой воздействие всех внешних сил и моментов, действующих на все звенья машины.
В общем случае на каждое звено может действовать несколько внешних сил и моментов, но существует теорема, о том, что любая система сил, действующих на тело, может быть приведена к одной силе, приложенной в центре масс тела и моменту относительно центра масс. Эту силу и момент называют главным вектором и главным моментом сил, действующих на тело. Будем полагать, что этот этап приведения предварительно выполнен.
Условием приведения внешних сил к звену приведения является равенство мощностей, развиваемых реальными силами и моментами, приложенными к звеньям и мощности, развиваемой приведенным моментом на звене приведения, т.е.:
NПР = N ( 7.4 )
Раскрывая выражения для мощностей, имеем:
( 7.5 )
где Fj, Mj – главные векторы и главные моменты сил, приложенных к звеньям, vSj – скорости центров масс звеньев, j – углы между векторами Fj и VSj, j – угловые скорости звеньев, n – количество подвижных звеньев в машине.
Из условия (7.5) получаем формулу для вычисления приведенного момента:
( 7.6 )
где S’j1, ij1 – передаточные функции и передаточные отношения.
Если бы звено приведения совершало поступательное движение, то для него надо было бы вычислить приведенную силу, выражение для которой получается аналогично:
( 7.7 )
где vПР – скорость звена приведения.
Подчеркнем еще раз, что по выражениям (7.6), (7.7) вычисляется приведенный момент или приведенная сила от всех сил и моментов, действующих на все звенья машины.
Рассмотрим важный частный случай: приведенный момент при известном КПД механизма. Эта задача часто встречается, например, при силовом расчете зубчатых механизмов. В п. 4.9.1 соответствующие формулы были даны без вывода. Теперь их можно получить строго.
Обозначим: N* – мощность всех внешних сил за исключением сил трения. При известном КПД механизма :
N = N* /
Тогда из формулы (7.6) получаем:
( 7.8 )
где Fj*, Mj* – главные векторы и главные моменты сил, при вычислении которых не учитывались силы трения.
Если приводится только один момент, то из формулы (7.8) получаем:
( 7.9 )
что соответствует выражениям, использовавшимся в подразделе 4.9.