
- •Содержание Введение 3
- •Лекция 1 введение
- •Литература
- •1. Структурный анализ и синтез механизмов
- •1.1. Основные понятия и определения
- •1.2 Классификация кинематических пар (рис 1.2...1.3 и табл. 1.2)
- •1.3. Кинематическая цепь. Механизм. Степень подвижности механизма
- •1.4. Кинематические соединения
- •1.5. Плоские механизмы
- •Лекция 2
- •1.6. Классификация плоских механизмов
- •1.7. Лишние степени свободы, пассивные связи и их влияние на работоспособность машин
- •1.8.* Замена в плоских механизмах высших пар кинематическими цепями, содержащими низшие пары.
- •1.9. Последовательность структурного анализа механизма
- •Лекция 3
- •2. Кинематический анализ рычажных механизмов
- •2.1. Кинематическое исследование плоских рычажных механизмов графическими методами
- •2.1.1. Задача о положениях звеньев
- •2.1.2. Метод кинематических диаграмм или метод графического
- •2.1.3. Метод планов скоростей и ускорений
- •Лекция 4
- •2.2.*Кинематический анализ механизмов с использованием аналитических методов
- •2.2.2. Определение скоростей и ускорений аналитическим методом
- •3.* Кинематический синтез плоских рычажных механизмов
- •2.4. Ошибки механизмов.
- •Лекция 5
- •4. Силовой расчет механизмов
- •4.1. Определение сил инерции звеньев
- •4.2. Условие статической определимости плоской кинематической цепи
- •4.3. Силовой расчет групп Ассура 2-го класса
- •4.3.3. Алгоритмы силового расчета групп Ассура 2-го класса
- •Лекция 6
- •4.4. Силовой расчет начального звена
- •4.4. Последовательность выполнения силового расчета
- •4.5.* Определение уравновешивающей силы методом н.Е. Жуковского
- •Лекция 7
- •5. Геометрический синтез зубчатых зацеплений
- •5.1. Основная теорема зацепления (теорема Виллиса)
- •5.2. Прямозубая цилиндрическая передача
- •5.2.2. Эвольвента окружности и её свойства
- •5.2.3. Свойства и элементы эвольвентного зацепления
- •Лекция 8
- •5.3. Способы изготовления зубчатых колёс
- •5.4. Геометрические параметры зубчатого зацепления и зубчатых
- •5.5. Качественные показатели зубчатых зацеплений
- •Лекция 9
- •5.6. Косозубая цилиндрическая передача
- •Лекция 10
- •6. Кинематика зубчатых передач
- •6.1. Зубчатые механизмы с неподвижными осями вращения колес
- •Лекция 11
- •7. Кулачковые механизмы Основные понятия и определения
- •7.2. Выбор кинематической схемы механизма
- •7.3. Выбор закона движения толкателя
- •7.3. Построение графиков ускорения, скорости и перемещения
- •Лекция 12
- •7.8. Угол давления в кулачковом механизме
- •7.10. Определение минимального радиус-вектора теоретического профиля кулачка с поступательно перемещающимся толкателем
- •7.11. Построение профиля кулачка с поступательно движущимся
- •Лекция 14
- •8. Динамика механизмов и машин
- •8.1. Задачи динамики
- •8.2. Динамическая модель механизма
- •8.3. Приведение сил и масс в механизмах
- •8.4. Уравнения движения
- •Лекция 15
- •8.5. Режимы движения машины
- •3.6. Определение угловой скорости звена приведения при силах,
- •8.7. Неравномерность установившегося движения и момент инерции маховика
- •8.8. Определение средней угловой скорости двигателя при установившемся режиме циклового механизма. Устойчивость и чувствительность движения.
- •8.9. Коэффициент полезного действия механизма
- •8.9.1. Кпд системы с последовательно соединенными механизмами
- •8.9.2. Кпд системы с параллельно соединенными механизмами
- •Лекция 16
- •Раздел 9. Трение в кинематических парах
- •9.1. Общие понятия и определения трения скольжения
- •9.2. Поступательная пара.
- •9.3. Трение плоского ползуна, перемещающегося по наклонной плоскости
- •5.4. Трение в клинчатом ползуне.
- •Лекция 17
- •9.5. Трение в винтовой кинематической паре
- •9.5. Кпд винтовой кинематической пары
- •9.7. Трение в плоской кольцевой пяте (рис. 9.7).
- •5.8. Трение во вращательной кинематической паре,
- •9.9. Трение качения
- •9.10. Последовательность силового расчета рычажных механизмов
- •Лекция 18
- •10. Уравновешивание механизмов
- •10.1. Уравновешивание вращающихся масс
- •10.2. Расчетное уравновешивание неуравновешенных вращающихся масс расположенных в одной плоскости
- •10.3. Уравновешивание нескольких масс, располагающихся
- •10.5. Гибкие роторы
- •10.6. Статическое уравновешивание рычажных механизмов
- •10.7. Виброизоляция
- •10.8. Виброгашение колебаний
1.7. Лишние степени свободы, пассивные связи и их влияние на работоспособность машин
Если результаты, полученные по структурным формулам, не соответствуют реальной степени подвижности механизма, то это может свидетельствовать о наличии в механизме лишних степеней свободы или пассивных связей.
Пример механизма с лишней степенями свободы представлен на рис. 1.13,а. На рис. 1.13,а показан сдвоенный параллелограмм, в схему которого введено дополнительное звено AB = CD. (ОА = BE, AC = CD).
По формуле Чебышева имеем:
.
В действительности степень подвижности механизма W =1, т.к. при заданном движении звена 1 остальные движутся вполне определенно. Дополнительное звено АВ в силу особого выбора размеров звеньев (фигуры ACDB и ОАВЕ являются параллелограммами) не налагается новых связей. Такие звенья и кинематические, которые они образуют, называют пассивными условиями связи.
На рис. 1.13,б показан механизм с пассивной связью. В этом механизме пассивной связью является звено 2.
Рис. 1.13. Кинематические схемы механизмов.
а) – рычажный механизм с пассивной связью; б) – кулачковый механизм с лишней степенью свободы.
У кулачкового механизма (рис.1.13,б) по
формуле Чебышева
,
хотя движение толкателя 3 полностью определяется движением кулачковой шайбы 1. Лишняя степень свободы появилась из-за возможности произвольного вращения ролика 2 вокруг своей оси. Она не влияет на кинематику толкателя. Введение в конструкцию ролика позволяет уменьшить трение в высшей кинематической паре, а, следовательно, и ее износ.
Избыточные связи могут возникать в плоских механизмах также из-за погрешностей изготовления и монтажа звеньев, приводящих к перекосам осей кинематических пар. При этом плоский механизм фактически превращается в пространственный. Количество избыточных связей в плоских механизмах, возникающих из-за перекоса осей равно
q = WПЛ – WПР,
где WПЛ, WПР – степени подвижности механизма, рассчитанные соответственно по формулам (1.1), (1.2).
Чем больше число избыточных связей q, тем менее надежно работает механизм.
Пусть плоский механизм с четырьмя вращательными парами (n =3, р5 = 4, WПЛ = 1, рис. 1.14,а) из за неточностей изготовления (например, вследствие непараллельности осей О и С) оказался пространственным. Для пространственного механизма WПР = 6 х n – 5х р5 = 6х3 – 5х4 = –2. Количество избыточных связей q = 1 – (–2) = 3. Для образования механизма без избыточных связей нужна другая структурная схема, например, изображенная на рис. 1.14,б, где n =3,
р5 = 2, р4 = 1, р3 = 1, WПР = 6 n – 5 р4 – 4 р5 – 3х р3 = 6∙3 – 5∙2 – 4 – 3 = 1.
Рис. 1.14. К образованию механизма без избыточных связей.
а – механизм с избыточными связями; б – механизм без избыточных связей.
1.8.* Замена в плоских механизмах высших пар кинематическими цепями, содержащими низшие пары.
В общем случае плоский механизм состоит из звеньев, входящих в пары 4-го и 5-го классов. Многие методы решения самых разнообразных задач применимы для плоских механизмов, которые содержат звенья, входящие только в пары 5-го класса. Чтобы применить эти методы для механизмов, содержащих и пары 4-го класса необходимо пары 4-го класса на чертеже заменить кинематической цепью, в которой имеются только пары 5-го класса. Таким образом, любой плоский механизм на чертеже может быть представлен после замены как механизм, состоящий из звеньев, входящих только в пары 5-го класса. Не следует думать, что пары 4-го класса чем-то не удовлетворяют при эксплуатации машины. Они также широко распространены в машинах, как и пары 5-го класса. Например, все виды зубчатого зацепления представляют собой пары 4-го класса.
Замену можно произвести на следующих условиях:
а) число степеней подвижности механизма после замены не меняется;
б) относительное движение звеньев механизма сохраняется.
Если профили звеньев пары 4-го класса представляют собой кривые переменной кривизны (рис. 1.15 а), то в рассматриваемый момент отыскиваем центры кривизны этих кривых A и B, располагающихся на нормали N-N. Радиусами кривизны r1 и r2 проводим две окружности.
Рис. 1.15. Замена высшей пары кинематической цепью с низшими парами
В том случае, когда профилем одного из звеньев пары 4-го класса является точка (рис 1.17, а, точка В), в заменяющем механизме одна из пар, в которую входит заменяющее звено, совпадает с этой точкой (рис 1.17, б).
Рис. 1.16. Рис. 1.17.
Если же профиль одного из звеньев пары 4-го класса – прямая, то центр кривизны располагается в бесконечности (рис 1.16, а). Относительное вращательное движение с центром в бесконечности, можно представить как поступательное. Звено АВ, заменяющее пару 4-го класса, в этом случае входит в поступательную и вращательную пары (рис 1.16, б).