Раздел 2

Р.2В1

Цель, задачи и методы кинематического анализа.

Кинематический анализ механизма – исследование его основных параметров с целью изучения законов изменения и на основе этого выбор из ряда известных наилучшего механизма. По сравнению с синтезом анализ механизма широко используется в практике. Кинематический анализ механизма выполняется либо для заданного момента времени, либо для заданного положения входного звена; иногда для анализируемого положения механизма задают взаимное расположение каких-либо его звеньев.

Цели: 1. Определение кинематических характеристик звеньев: перемещение; скорость; ускорение; траектория движения; функция положения при известных законах движения входных (ведущих) звеньев. 2. Оценка кинематических условий работы рабочего (выходного) звена. 3. Определение необходимых численных данных для проведения силового, динамического, энергетического и других расчётов механизма.

Исходные данные: 1. Кинематическая схема механизма. 2. Размеры и иные геометрические параметры звеньев (но только такие, которые не изменяются при движении механизма). 3. Законы движения входных звеньев (или параметры движения, например, угловая скорость и угловое ускорение входного звена в выбранном для анализа положении механизма). Для механизмов, подчиняющихся классификации Л. В. Ассура, порядок кинематического анализа определяется формулой строения: вначале находят параметры движения начальных механизмов и затем – структурных групп в порядке следования их в формуле строения. Здесь следует руководствоваться простым правилом: кинематика любого элемента формулы строения может быть изучена только после того, как она изучена для всех предшествующих в этой формуле элементов.

Задачи: - о положениях звеньев механизма. Определение траекторий движения точек; - о скоростях звеньев или отдельных точек механизма; - об ускорениях звеньев или отдельных точек механизма.

Методы: - графический (или метод графиков и диаграмм); - графоаналитический (или метод планов скоростей и ускорений); - аналитический; - экспериментальный.

Р.2В2 Планы положения механизмов. Масштабный коэффициент.

Изображение кинематической схемы механизма, соответствующее определённому положению начального звена, называется планом механизма. Планы строятся в заданном масштабе.

Масштабным коэффициентом физической величины называют отношение численного значения физической величины к длине отрезка в миллиметрах, изображающего эту величину.

Р.2В3 Передаточная функция механизма. Графический метод определения передаточной функции.

Передаточная функция механизма – зависимость между параметрами движения или состояния рассматриваемого и входного звеньев механизма. Многие передаточные функции механизмов имеют собственные названия – передаточное отношение, силовое передаточное отношение, функция положения и т.д.

Р.2В4 Аналоги скорости, ускорения и их взаимосвязь со скоростью, ускорением.

АНАЛОГОМ скорости точки называется первая производная радиуса - вектора точки по обобщенной координате.

Радиус - вектор характеризует положение и перемещение точки.

 - обобщенная координата;

 обобщенная скорость.

Аналоги скоростей точки В и точки С

или в проекциях на оси Х и У

Связь аналога скорости и скорости

.

АНАЛОГОМ ускорения точки называется вторая производная радиуса-вектора точки по обобщенной координате:

Связь между аналогом ускорения и ускорением

при  .

Р.2В5. Графоаналитический метод определения кинематических параметров (на примере кривошипно-ползунного механизма).

Графоаналитический метод называют методом планов скоростей и ускорений.

Задача о положениях решается графическим методом, то есть построением нескольких совмещённых планов механизма в выбранном масштабе длин.

Задачи о скоростях и ускорениях решаются построением планов скоростей и ускорений звеньев механизма при определённых (заданных) положениях ведущего звена на основе заранее составленных векторных уравнений скоростей и ускорений звеньев механизма.

Преимущество этого метода по сравнению с графическим в том, что он менее трудоёмок, так как позволяет определять скорости и ускорения (их величину и направление) на одном плане скоростей или плане ускорений для множества точек механизма.

Недостатком метода является то, что требуется построить планы скоростей и ускорений для нескольких положений механизма (если необходимо определять скорость и ускорение при различных положениях механизма и его звеньев).

Следует помнить, что в основе построения планов скоростей и ускорений лежат законы плоскопараллельного движения. Согласно этим законам:

1. План скоростей (а также план ускорений) получается в результате графического решения векторных уравнений для определения скоростей (ускорений) точек в плоскопараллельном движении;

2. Векторы абсолютных скоростей точек  (при рассмотрении их движения относительно неподвижного звена) изображаются исходящими из полюса плана, а направление совпадает с касательными к траектории движения. Векторы относительных скоростей точек (при их движении относительно подвижных точек) изображаются отрезками, соединяющими концы соответствующих векторов абсолютных скоростей;

3. Длина векторов относительных скоростей пропорциональна длине тех участков звеньев, которые являются радиусами вращения точек в их относительном движении. Это положение, известное под названием теоремы подобия, облегчает определение скоростей многих точек, лежащих на звеньях плоскопараллельного и вращательного движения.

Р2.В.7 Аналитическое исследование кривошипно-ползунного механизма

Кинематический анализ механизма – исследование его основных параметров с целью изучения законов изменения и на основе этого выбор из ряда известных наилучшего механизма. По сравнению с синтезом анализ механизма широко используется в практике.

Аналитическое исследование кривошипно-ползунного механизма используется в двигателях внутреннего сгорания, насосах, компрессорах.

Различают две схемы кривошипно-ползунных механизмов: нормальный или центральный кривошипно-ползунный механизм (рис.3.13, а) и дизоксиальный кривошипно-ползунный механизм (рис.3.13, б).

                          а)                                                                  б)

                                                       Рис.3.13

 

Величина   называется смещением дизоксиальности. Если в дизоксиальном кривошипно-ползунном механизме сделать смещение дизоксиальности равным нулю, то получится нормальный кривошипно-ползунный механизм.

Кривошипно-ползунные механизмы предназначены для преобразования вращательного движения кривошипа в поступательное движение ползуна (насосы, компрессоры, механизмы шаговой подачи), или для преобразования возвратно-поступательного движения ползуна во вращательное движение коромысла (двигатели внутреннего сгорания).

 

Пример 4. Аналитическое исследование механизма с ведущим кривошипом.

Дано:  ,  ,  ,   (рис.3.14).

                                                                    Рис.3.14

 

Решение:

Скорость точки   равна нулю.

Модуль скорости точки   можно найти по формуле:  , а линия действия вектора скорости точки   перпендикулярна звену  .

;

;

;

;

;

;

;

.

Получили формулу:  , скорость точки   можно получить с помощью формулы  , а ускорение точки   можно получить с помощью формулы  .

Р.2В.8

Силы и пары сил (моменты), которые приложены к механизму или машине, можно разделить на группы:

 1. Движущие силы и моменты, совершающие положительную работу (приложенные к ведущим звеньям).  2. Силы и моменты сопротивления, совершающие отрицательную работу:

А)полезного сопротивления (совершают требуемую от машины работу и приложены к ведомым звеньям),

Б)силы сопротивления.

 3. Силы тяжести и силы упругости пружин (как положительная, так и отрицательная работа). 4. Силы и моменты, приложенные к корпусу или стойке извне (реакция фундамента и т.п.), которые не совершают работу. 5. Силы взаимодействия между звеньями, действующие в кинематических парах. 6. Силы инерции звеньев, обусловленные массой и движением звеньев с ускорением, могут осуществлять положительную, отрицательную работу и не совершать работы.

Силы в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи

 В зацелении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, направленная по линии зацепления как общей нормали к поверхностям зубьев (реальная сила).

 Силы, действующие в зацеплении, принято прикладывать в полюсе зацепления. Нормальную силу   переносят в полюс и раскладывают на составляющие.

•  окружную силу,

•  радиальную силу.

Трение в механизмах и машинах

 При исследовании физических основ явления трения различают внутреннее и внешнее трения.

 Внутреннее трение – явление, происходящие в твердых, жидких и  газообразных телах, при их деформации и приводящее к необратимому рассеиванию энергии.

 Внешнее  трение – явление сопротивления  относительному перемещению, возникающее между двумя телами в зонах соприкосновения поверхностей по касательным  к ним и сопровождающееся диссипацией энергии.

 Сила сопротивления при относительном перемещении одного тела по поверхности другого под действием внешней силы, тангенциально направленная к общей границе между этими телами, называется сила трения.

 Материал, который вводится на поверхность трения для уменьшения силы трения и интенсивности износа, называется смазывающим материалом. Подведение смазывающего материала к поверхности трения навиваютсмазкой.

 В зависимости от  характера относительного движения различают:

• трение скольжения,

• трение качения.

В зависимости от состояния поверхности трение скольжения бывает:

• сухое  - тела непосредственно касаются друг друга (без смазывания),

• граничное - тела разделены смазочным маслом, но не по всей поверхности,

• жидкостное -  тела разделены объемом смазочного материала.

 Трение скольжения имеет место при относительном движении двух тел, скорости которых в точке контакта различны.

 Оно обусловлено двумя факторами:

• шероховатостью поверхностей,

• силами межмолекулярного взаимодействия между двумя телами.

 Коэффициент трения  f зависит от:

• материала,

• чистоты обработки поверхности,

• смазки,

• относительной скорости (уменьшается с увеличением скорости),

• удельного давления (увеличивается с увеличением нагрузки).

  Трение качения возникает  в высших кинематических парах, скорости которых в точка соприкосновения одинаковы по величине и по направлению. Оно обусловлено:

• деформацией реальных тел,

• явлением перемещений на поверхности тел,

• явлением межмолекулярного взаимодействия,

• наличием относительного скольжения.

 В зоне контакта  неподвижого цилиндра  и плоскости возникает местная деформация контактного сжатия, напряжение распределяются по эллиптическому закону и линия действия равнодействующей N этих напряжений совпадает с линией действия силы нагрузки на цилиндр  Q . При перекатывании цилиндра распределение нагрузки становится несимметричным с максимумом, смещенным в сторону движения. Равнодействующая N смещается на величину k – плечо силы трения качения, которая еще назвается коэффициентом трения качения и имеет размерность длины (см). При качении необходимо преодолеть момент трения качения

 Под действием движущей силы цилиндр может при одних условиях перекатываться, в других скользить.

 Негативными последствиями трения в механизмах являются:

• износ – изменение размеров и зазоров в кинематических парах;

• повышенный нагрев;

• снижение КПД.

КПД

 КПД учитывает механические потери.Элементы машины могут соединяться последовательно, параллельно и смешанно.

 При последовательном соединении механизмов общий КПД меньше с наименьшего КПД отдельного механизма

 Механизм последовательно включать не рекомендуется.

 При параллельном соединении механизмов общий КПД больше наименьшего и меньше наибольшего КПД отдельного механизма.

Р.2В.9 Силовой расчет механизма основывается на принципе Да лам-бера, который заключается в следующем. Во время работы механизма его звенья в общем случае двигаются с ускорением, в результате чего, как известно, возникают силы инерции. Если условно приложить силы инерции к звеньям, то сумма всех сил, включая и силы инерции, приложенных к звеньям, равна нулю. Это позволяет к движущейся системе применить уравнения статики. Поэтому силовой расчет механизмов часто называют кинетостатиче-ским расчетом или просто кинетостатикой механизмов. 

Силовой расчет механизма проводится по структурным группам, так как любая группа Ассура является статически определимой системой. Для этого после разложения механизма на структурные группы к каждой отдельно вычерченной группе прикладывают соответствующие силы и моменты. R 2 и перпендикулярно к нему R z - Цифровые индексы обозначают номер воздействующего ( давящего) звена / и номер звена 2, на которое производится воздействие. 

Порядок силового расчета механизмов будет показан ниже. 

Задачей силового расчета механизмов является определение усилий в звеньях механизмов и реакций в их кинематических парах. 

Целью силового расчета механизма является определение сил, действующих на звенья данного механизма при заданном движении его ведущего звена. 

При силовом расчете механизмов обычно предполагаются заданными законы движения ведущих звеньев хотя бы в первом приближении и часть внешних сил. 

При силовом расчете механизмов без учета сил трения учитывают только нормальные составляющие реакций. 

Далее выполняется силовой расчет механизма. 

Значительно сложнее силовой расчет механизма каретки, который, ввиду своей специфичности, требует дифференцированного разбора. 

Основная задача силового расчета механизмов заключается в том, чтобы по заданному закону движения ведущего звена и заданным силам определить силы инерции звеньев, силы взаимодействия во всех кинематических парах механизма, а также уравновешивающую силу Р или уравновешивающую пару сил с моментом М. Эта сила Р или момент М характеризуют в рабочих машинах общее действие сил сопротивления на ведущее звено, а в машинах-двигателях - действие движущих сил на кривошип или на главный вал. Знание величины момента М и характера изменения его за цикл работы рабочей машины дает возможность определить необходимую мощность двигателя. 

В задачу силового расчета механизмов и машин входит определение усилий, действующих на отдельные звенья и кинематические пары механизмов при заданных условиях движения. Основным методом силового расчета механизмов является кинетостатический метод. Этот метод, на основании принципа Даламбера, приводит задачи динамики машин к задачам статики. При определении условий равновесия отдельных звеньев машин, кроме действующих на них внешних сил, принимаются в расчет также внутренние силы инерции. Силовой расчет дает возможность правильно, по условиям прочности, выбрать конструктивную форму и размеры отдельных звеньев и деталей машин, определить давления и силы трения в кинематических парах, а также правильно оценить необходимую мощность для привода машины или механизма. 

В задачу силового расчета механизма входят определения: сил, действующих на звенья механизма; динамических давлений на кинематические пары механизма или их реакций; приведенного момента ( или приведенной силы), создающегося на входном звене, как результат действия всех сил в механизме. 

В конце силового расчета механизма определяют уравновешивающую силу или уравновешивающий момент, который должен быть приложен к ведущему звену для равновесия механизма. Уравнение (6.11) позволяет определить уравновешивающую силу / V, используя план скоростей механизма. 

Если при силовом расчете механизма в число известных внешних сил не включена инерционная нагрузка на звенья, то силовой расчет механизма называется статическим. Если же при силовом расчете механизма в число известных внешних сил, приложенных к его звеньям, входит инерционная нагрузка на звенья, то силовой расчет механизма называется кинетастатическим. Дря проведения его необходимо знать закон движения ведущего звена, чтобы иметь возможность предварительно определить инерционную нагрузку на звенья. 

Если при силовом расчете механизма в число известных внешних сил не включена инерционная нагрузка на звенья, то силовой расчет механизма называется статическим. Такой расчет состоит из а) определения реакций в кинематических парах механизма, б) нахождения уравновешивающих силыРу или момента Му. Если же при силовом расчете механизма в число известных внешних сил, приложенных к его звеньям, входит инерционная нагрузка на звенья, то силовой расчет механизма называется кинетостатическим. 

Р.2В.10

Р.2В11

Определение уравновешивающей силы (момента) по методу Жуковского Н. Е.

В тех случаях, когда требуется найти только неизвестную внешнюю силу без определения реакций в кинематических парах (например, уравновешивающую силу или момент), удобно воспользоваться методом Жуковского Н.Е., не прибегая к последовательному силовому расчету всего механизма.

Метод основан на принципе возможных перемещений – если система находится в равновесии, то сумма работ внешних сил и моментов на малых возможных перемещениях равна нулю ( ∑ Ai = 0). Так как с помощью сил инерции (по принципу Даламбера) механизм приведен в состояние равновесия, то в данном случае принцип возможных перемещений применим.

Перейдем к конкретному мгновенному положению механизма, разделив все члены на бесконечно малый промежуток времени (dt), за который происходят указанные малые перемещения:

Таким образом, уравнение работ трансформируется в уравнение мгновенных мощностей и принцип возможных перемещений в применении к механизму можно сформулировать следующим образом – если механизм находится в равновесии, то сумма мгновенных мощностей всех внешних сил и моментов, приложенных к звеньям механизма, равна нулю.

Р.2В.12 Последовательность силового расчёта механизма:

1. Структурный анализ механизма. Выделение начального звена со стой-

кой и структурных групп в состав е механизма.

2. Кинематический анализ механизма. Определение скоростей и ускоре-

ний точек и звеньев.

3. Определение сил тяжести звеньев.

4. Определение сил инерции звеньев.

5. Изображение в масштабе каждой структурной группы отдельно. Здесь

необходимо указать действующие на звенья силы. Это внешние силы, силы инер-

ции и силы тяжести звеньев. Действия отброшенных звеньев заменяются реак-

циями, которые подлежат определению.

6. Выполнение силового расчёта последней (в порядке присоединения к

начальному звену) структурной группы. Затем выполнение силового расчёта

предпоследней структурной группы и т. д.

7. Силовой расчёт начального звена. Определение реакции стойки и урав-

новешивающей силы, или момента, действующего на начальное звено.

Р2В13. Синтез механизма.

Задачей синтеза механизма является проектирование его кинематической схемы. Исходными данными дня синтеза являются кинематическая схема и заданные кинематические и динамические условия (свойства) механизма. При синтезе определению подлежат постоянные параметры схемы механизма (размеры звеньев), при которых выполняются заданные свойства. Синтез механизма предшествует выбору материалов звеньев, расчетам на прочность и жесткость конструктивному оформление звеньев и кинематических пар и т.п. Как правило, при синтезе для получения заданных свойств механизма необходимо удовлетворить многим, часто противоречивым условиям, связанным с назначением механизма, его эксплуатацией, технологией изготовления и т.п. Обычно одно из условия является основным. Его достижение является обязательным. Все другие условия являются дополнительными. При синтезе направлявшего механизма, предназначенного для воспроизведения заданной траектории, основным условием является максимальное отклонение кривой, воспроизводимой одной из точек механизма, от заданной кривой. При синтезе передаточного механизма, предназначенного для воспроизведения заданного движения ведомого эвена при равномерном вращении входного звена, основное условие – минимальное значение максимального отклонения функции, воспроизводимой ведомым звеном, от заданной. Математическое выражение основного условия синтеза называется целевой функцией. Дополнительные условия синтеза обычно представляются в виде ограничений (на длины звеньев, на число кривошипов в механизме, на габариты и т.п.).При синтезе отыскиваются такие искомые размеры звеньев, при которых целевая функция имеет минимальное значение, и выполняются принятые ограничения. Таким образом, в общем случае решение задачи синтеза является весьма трудоемким, т.к. сводится к поиску экстремума функции нескольких переменных с использованием нелинейного программирования (точные методы кинематического синтеза). Другой способ решения указанных выше задач синтеза – использование теории приближения функций – позволяет несколько уменьшить трудоемкость их решения (приближенные методы кинематического синтеза).На практике чаще всего приходится иметь дело с задачами синтеза механизмов по заданным положениям звеньев, решение которых графическими или аналитическими методами не вызывает особого труда. Как правило, каждая из такого рода задач имеет свою специфику решения. Рассмотрим примеры решения двух задач синтеза кривошипно-ползунного механизма по положениям звеньев.

Основными задачами динамики механизмов являются:

• определение сил, действующих в кинематических парах механизма;

• определение сил трения и их влияние на работу механизма;

• определение закона движения механизма, находящегося под действием определенных сил;

• выявление условий, обеспечивающих заданный закон движения механизма;

• уравновешивание механизмов.

Динамический синтез и анализ, выполненные по методу Мерцалова

Динамические синтез и анализ проведем для условий установившегося режима.Пусть дана кинематическая схема механизма (рис 5.3).

Схема динамической модели машинного агрегата и приведения масс

Выберем в качестве начального звено, совершающее непрерывное вращательное движение; им обычно бывает главный вал машины. Распределим все подвижные звенья по двум группам и выполним приведение масс. В группу I обязательно входит начальное звено с закрепленным на нем маховиком, а также все те звенья, которые связаны с ним постоянным передаточным отношением; в группу II войдут все остальные звенья механизма; они связаны с начальным звеном переменным передаточным отношением. Так, группу I составят начальное звено 1 и звено 4 (так как u41 = const), группу II – звенья 2 и 3. Решим обе задачи – и динамический синтез, и динамический анализ – наиболее простым и наглядным методом профессора Мерцалова, основанным на применении диаграммы TI(φ1) – кинетической энергии I группы звеньев и пригодным при вращении главного вала с заведомо малой неравномерностью. Сначала выполним динамический синтез, т.е. по допустимому значению [δ] определим необходимый момент инерции маховика. Прежде всего составим формулу для подсчета – приведенного момента инерции I группы звеньев. формула (5.11) является расчетной для определения приведенного момента инерции I группы звеньев, необходимого для обеспечения вращения начального звена с заданной неравномерностью, выраженной коэффициентом [δ], т.е. является уравнением динамического синтеза при установившемся режиме. Заметим, что чем меньше заданное значение [δ], т.е. чем равномернее должно вращаться начальное звено и чем меньше, следовательно, его угловое ускорение, тем больше должен быть необходимый момент инерции , тем массивнее получится маховик, входящий в I группу звеньев.

Р2.В16-17. Уравнение движения механизма

Выполнив приведение сил и масс, любой механизм с одной степенью свободы (рычажный, зубчатый, кулачковый и др.), сколь бы сложным он ни был, можно заменить его динамической моделью (рис. 5.2). Эта модель в общем случае имеет переменный приведенный момент инер- ции и к ней приложен суммарный приведенный момент . Закон движения модели такой же, как закон движения начального звена механизма (см. 5.1).

Рис. 5.2. Динамическая модель механизма с W = 1

после приведения сил и масс

Основой для составления уравнения движения механизма с одной степенью свободы служит теорема об изменении кинетической энергии:

Т – Тнач = АΣ .(5.2)

Работу совершают все активные силы и моменты и силы трения во всех кинематических парах механизма.

Уравнение движения в энергетической форме. Запишем формулу для кинетической энергии модели, учитывая уравнение (5.1):

Так как вся нагрузка, приложенная к модели, выражается суммарным приведенным моментом , то сумма работ равна

Здесь переменная интегрирования φм заменена координатой φ1 начального звена, так как φм = φ1.

Подставив выражения (5.4) в (5.2), получим уравнения движения в энергетической форме: где искомой величиной является угловая скорость φ1 начального звена механизма

Уравнение движения в дифференциальной форме.

продифференцируем (5.5) по координате φ1:

Определим производную, стоящую в левой части уравнения, помня, что в общем случае переменной величиной является не только угловая скорость ω1, но и . Поэтому откуда Это и есть уравнение движения в дифференциальной форме, поскольку искомая переменная величина – угловая скорость ω1 начального звена механизма – стоит под знаком производной. равнение движения в дифференциальной форме (5.7) может быть получено также и из уравнения Лагранжа второго рода.

Для определения углового ускорения 1 начального звена используем уравнение (5.7) и решаем его относительно

Р2В14-15 Приведение сил и масс в механизмах. Уравнение движения механизма в дифференциальной форме

О движении всех звеньев машины можно судить по движению одного звена, так как движение всех звеньев взаимосвязаны. Звено, по движению которого судят о характере работы машины, называется главным.

За главное звено обычно принимают ведущее звено, так как оно непосредственно связано с двигателем. Чтобы иметь право судить по движению главного звена о движении остальных звеньев, необходимо учесть силы и моменты, действующие на все звенья механизма, а также массы и моменты инерции всех звеньев. Для этого все силы и массы приводят к главному звену.

Приведенной силой (моментом) называется такая сила (момент) приложения к главному звену, которая развивает мощность равную сумме мощностей приводимых сил и моментов: Если главное звено совершает поступательное движение, то удобно все силы и заменять эквивалентной по своему действию на механизм приведенной силой. Если главное звено вращается (что встречается гораздо чаще), то определяют приведенный момент.

Приведенной массой (моментом инерции) называется такая условная масса (момент инерции), обладая которой главное звено имеет кинетическую энергию, равную сумме кинетических энергий приводимых масс и моментов инерции: Здесь также удобно определять приведенную массу, если главное звено движется поступательно, и определять приведенный момент инерции, если главное звено совершает вращательное движение.

После приведения сил и масс к главному звену определяется его истинный закон движения. Для установления истинного закона движения уравнение энергетического баланса записывается в дифференциальной форме, которое в данном случае носит название уравнения движения машины.

Из-за несоответствия характеристики двигателя и приведенного момента происходит отклонение истинного закона движения главного звена от первоначально заданного, происходят колебания угловой скорости. Эти колебания оцениваются коэффициентом неравномерности хода. Коэффициент неравномерности хода определяется для цикла установившегося движения, обычно обозначается δ и определяется следующей формулой: Опыт эксплуатации машин показывает, что на качество работы машины в большей степени влияет величина колебаний скорости главного звена, а не закон, по которому эти колебания происходят.

Поэтому решение задачи обычно сводится к определению коэффициента неравномерности хода δ, после чего он сравнивается с допустимой величиной [δ] для данного типа машин. Решение уравнения движения машины (интегрирование) и определение коэффициента неравномерности хода обычно производят графическими методами.

Если коэффициент неравномерности хода окажется больше допустимого для данного типа машин, то необходимо отрегулировать ход машины, т.к. колебания скорости вызывают дополнительные динамические нагрузки на детали машин, а также ухудшают рабочий процесс машины. Простейшим способом регулирования хода машины является постановка маховика.

Маховик – это обычно колесо, имеющее массивный обод. Обладая значительной массой, маховик играет роль аккумулятора кинетической энергии. При избытке энергии у двигателя (когда момент двигателя больше приведенного момента) маховик накапливает эту энергию, при недостатке – отдает ранее накопленную энергию механизму. За счет этого происходит уменьшение колебаний скорости главного звена.

Чем больше масса и скорость маховика, тем меньше коэффициент неравномерности хода. С целью уменьшения массы маховика целесообразно ставить его на наиболее быстро вращающееся звено.

Р2.В18 Характеристики различных фаз поворотов для полноприводного автомобиля.

Так в фазе подхода к повороту все однозначно (пока автомобиль едет на прямых колесах с ним можно делать „что угодно“ - экстренно тормозить, резко нажимать педаль „газа“ и это будет потенциально безопасно), а вот в следующей фазе – Фазе входа в поворот (фазе начала поворота РК) автомобиль проявляет характеристику недостаточной поворачиваемости точно так же как переднеприводный автомобиль, только в гипертрофированном виде. В следующей части поворота - фазе движения по дуге (в нестабильном режиме из-за перераспределения нагрузки по осям автомобиля), автомобиль может проявить как характеристику переднеприводного (недостаточная поворачиваемость) так и заднеприводного автомобиля, имеющего избыточную поворачиваемость. Причем переход от одного режима к другому для неподготовленного водителя оказывается неожиданным. Вы ждете одной реакции от автомобиля на Ваши управляющие действия, а получаете совершенно противоположную.

И завершающая фаза поворота - фаза выхода:

Если в предыдущей фазе – движения по дуге автомобиль проявил недостаточную поворачиваемость, то до фазы выхода Вам добраться не удасться, и Ваш автомобиль в зависимости от направления поворота распрямит траекторию движения (попадет в режим сноса передней оси) и окажется на встречной полосе или в кювете. А вот если на дуге поворота проявится характеристика избыточной поворачиваемости, то в завершающей фазе поворота – Фазе выхода, неподготовленный водитель с высокой вероятностью попадет в режим Ритмического заноса, при котором задняя ось автомобиля ритмично раскачивается из стороны в сторону и все обычно заканчивается разворотом автомобиля на 180, а иногда и 360 градусов. Диаграмма энергомасс. Для того, что бы механизм имел необходимый коэффициент неравномерности хода (что бы кривошип вращался более равномерно) необходимо подобрать момент инерции маховика. Для этого в ТММ производят динамический анализ машинного агрегата. Составляется динамическая модель механизма – она приводится к одному звену приведения, как правило, это кривошип. Звено приведения обладает свойствами всего механизма – мерой инертности – момент инерции приведенный, моментом сил сопротивления и моментом движущих сил приведенными – далее производится динамический анализ именно динамической модели. При курсовом проектировании ТММ эти параметры вычисляются для каждого положения механизма (как правило, их 12), предварительно для каждого положения строиться план скоростей и находятся скорости центров масс всех звеньев и угловые скорости всех звеньев. Строиться график момента сил сопротивления – для машин или график момента движущих сил – для двигателей. Этот график графически интегрируется – получается диаграмма работ. Соединяется ее начало и конец – так как сумма работа за цикл момента сопротивления и движущих сил равна нулю. Далее строиться диаграмма избыточной работы, как разность между работой движущих сил и сил сопротивления. На этом динамический анализ не заканчивается. Далее строиться в принятом масштабе диаграмма момента инерции приведенного. После этого строиться неполная диаграмма энергомасс путем графического соединения диограм момента инерции приведенного и избыточной работы с исключением параметра времени и угла поворота кривошипа.

К полученной диаграмме энергомасс проводятся две касательные – сверху и снизу, угол наклона которых вычисляются по спец формулам. Эти касательные отсекают отрезок на оси ординат графика диаграммы энергомасс – по величине этого отрезка определяется момент инерции маховика, его основные геометрические параметры. По диаграмме энергомасс определяется истинный закон движения звена приведения и вычерчивается в стандартном масштабе маховик.

Р3 в.1)

1. Структура механизмов. Классификация кинематических пар. Структурные

группы. Структурная классификация механизмов. Методы анализа структуры. Структурные формулы. Понятие об избыточных связях и основных методах их выявления. Подходы к обеспечению рациональной структуры механизмов. Структурный синтез.

2. Основные задачи кинематического анализа механизмов. Решение задачи о положениях и методы определения скоростей и ускорений в плоских механизмах с низшими парами (аналитические и графо-аналитические методы). Понятие о сборках механизма. Мертвые, вырожденные и особые положения механизмов. Подходы к кинематическому исследованию пространственных механизмов. Понятие о передаточных функциях. Основные приемы решения задач кинематики для механизмов высоких классов. Специализированные пакеты программ и вычислительные комплексы общего назначения для решения задач кинематики. Способы оценки точности воспроизводимых функций.

3. Задачи и основные этапы синтеза механизмов с низшими кинематическими парами. Передаточные, манипулирующие и нагрузочные механизмы. Методы решения задач синтеза. Задача приближенного синтеза, как задачи оптимального проектирования. Целевые функции и основные ограничения.

2. Анализ механизмов с высшими кинематическими парами. Основная теорема зацепления. Основные методы синтеза сопряженных профилей звеньев механизмов в высшей паре. Плоские и пространственные зубчатые зацепления. Зубчатые и зубчато-рычажные механизмы. Кулачковые механизмы, основные их виды. Методы оптимального проектирования кулачковых механизмов.