2164
.pdf11.7. Примеры моментного уравновешивания простейших механизмов
11.7.1. Шарнирный четырехзвенник с симметричными звеньями
Необходимое и достаточное условие для статического уравновешивания шарнирного четырехзвенника (11.20,а) заключается в том, что значения дисбалансов звеньев ОА и ВС были равны соответственно: D1 = m2А ∙ ОА и D2 = m2В ∙ ВС, где m2А и m2В – замещающие массы шатуна АВ, размещенные в точках А и В.
Если перенести ось вращения массы m1 звена ОА из положения 0 в положение 01 (рис.11.20,б), то статическая уравновешенность механизма НБ нарушится. После выполнения этой операции дисбаланс массы m1 должен остаться без изменения, а дисбаланс звена ОА сделается равным нулю.
280
Для этого моменты Мур и М должны быть одинаковы по модулю, то
есть
m1 ∙ 01Ѕ1∙ω2∙001 = М1 и δо = δ1 + 180о.
Звено 01Ѕ1 должно вращаться синхронно со звеном ОА (рис.11.20,в). Поэтому для передачи вращения звену 01Ѕ1 можно использовать шарнирный или зубчатый механизм с передаточным отношением i = I.
11.7.2.Центральный кривошипно-ползунный механизм
ссимметричными звеньями
Кинематическая схема частично уравновешенного кривошипноползунного механизма приведена на рис. 11.21.
A
αS2
О1 |
O |
|
B |
||
|
A΄΄
A΄
S0
mI
Рис. 11.21. Кинематическая схема кривошипно-ползунного механизма с присоединенной группой звеньев
Необходимым и достаточным условием для этого является реализация равенства D1 = m2А ∙ ОА путем размещения корректирующей массы на кривошипе.
Для уравновешивания в рассматриваемом механизме первой гармоники m1 неуравновешенного момента М достаточно присоединить к нему двухповодковую группу оси А′А″, у которой длины звеньев удовлетворяют условиям
А′ А″ = ОО1; О1 А″ = ОА1 ,
а их массы подобраны так, чтобы дисбалансы звеньев ОА1 и О1А″ с учетом массы звена А′А″ были равны соответственно нулю и значению D1. После такого уравновешивания механизма на его станину будет действовать
282
В ином исполнении привод антимаховика выполняется в виде зубчатой передачи с внутренним зацеплением, а дополнительная маховая масса размещается на ободе зубчатого колеса с внутренними зубьями (рис. 11.23). Необходимый момент инерции достигается за счет большого радиуса инерции зубчатого колеса. Это позволяет уменьшить массу узла в
целом. Причем обращаем внимание на то, что обеспечение условия iам 1
и, следовательно, уменьшение момента инерции Jам возможно путём
применения многоступенчатой передачи или опять же в результате установки антимаховика на быстроходный вал редуктора.
Тогда |
ам |
|
z1 |
|
z3 |
1, |
если |
z1 |
|
z |
4 |
. |
|
1 |
z2 |
z4 |
|||||||||||
z2 |
z |
3 |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
Однако при Jмахов Jам , т.е. при равных габаритах маховика и антимаховика, приведенный момент инерции главного вала машины как звена приведения маховых масс всех вращающихся звеньев, включая ротор и колёса редуктора, будет меньшим по сравнению с установкой
маховика непосредственно на главном валу, если |
iам 1, т.к. |
iам2 Jам Jмахов . |
|
11.8.2. Уравновешивание рычажных механизмов
Антимаховик может применяться для уравновешивания любого звена механизма, совершающего поворотное или вращательное движение. В этом случае дополнительной массе сообщается движение в противофазе именно с этим звеном через зубчатое соединение.
Например, для уравновешивания ведомого звена 3 (рис. 11.24) достаточно выполнить условие
J3 u53 Jам5 |
0 . |
(11.9) |
|
Если кроме (10.9) выполнено условие |
|
|
|
J1 u41 Jам4 |
0, |
(11.10) |
а шатун 2 будет представлен моделью с разнесённой массой в точках А и В, то данный шарнирный четырёхзвенник будет моментно уравновешен за исключением остаточного момента 2 , обусловленного неадекватностью модели и реального шатуна.
285
При этом в (11.9) и (11.10) J1 и J3 – моменты инерции звеньев 1 и 3,
посчитанные с учётом масс m2А и m2В соответственно; Jам4 и Jам5 – моменты инерции антимаховиков 4 и 5, кинематически соединённых со звеньями 1 и 3.
M2
|
|
|
2 m2B |
|
|
|
|
m2A |
S2 |
|
|
4 |
Jам4 |
1 |
3 |
z3 |
Jам5 |
|
|
|
|||
|
|
z1 |
|
|
z5 |
|
z4 |
S1 |
|
S3 |
5 |
|
|
|
|
Рис. 11.24. Шарнирный четырёхзвенник, уравновешенный статически и частично по способу антимаховика
Полное моментное уравновешивание рычажных механизмов можно осуществить антимаховиками, кинематически непосредственно соединёнными с шатуном 2 (рис. 11.25).
При этом для схемы (рис. 11.25, а), в которой одно колесо с числом зубьев z2 жёстко соединено с шатуном 2, а второе – с числом зубьев z4 размещено с возможностью поворота на кривошипном валу 1, неуравновешенный момент равен
Μ J1 1 J2 2 Jам4 4 J3 3 Jам5 5 .
На основе теоремы Виллиса записываем: |
(10.11) |
||||
|
|||||
|
i421 |
4 |
1 |
u42 . |
|
|
2 |
|
|
||
|
|
1 |
|
||
Отсюда |
4 u42 |
2 1 u42 1 . |
(11.12) |
||
Дифференцируя зависимость (11.12) по времени, получаем |
|
||||
|
4 u42 |
2 1 u42 1. |
(11.13) |
||
Подставляя (11.13) в (11.11) и учитывая (11.9), находим |
|
286
Μ J1 1 u42 Jам4 1 J2 |
u42 Jам4 2 . |
(11.14) |
В соответствии с (11.15) момент сил на шатуне 2 будет уравновешен,
если
J2 u42 Jам4 0.
Уравновешивание момента, определяемого первым слагаемым в (11.14), может быть осуществлено также с помощью антимаховика или путём минимизации углового ускорения 1 .
Оси антимаховиков могут размещаться и непосредственно на движущихся звеньях механизма. Однако при выборе места размещения антимаховиков следует стремиться к их установке на неподвижные оси вращения. Это уменьшает массу противовесов, обеспечивающих статическое уравновешивание механизмов.
z2 |
|
3 |
|
A A a2 |
|
||
2 |
JAM5 |
||
1 |
|||
z3 |
|||
|
|||
4 |
|
5 |
O |
C |
z4 |
z5 |
Рис. 11.25. К уравновешиванию шатуна в шарнирном четырехзвеннике по способу антимаховика
Изложенные подходы распространяются на уравновешивание и других рычажных механизмов, например кривошипно-ползунных. Здесь также антимаховик может устанавливаться как на ведущем, так и ведомом звене.
Подчёркивая достоинства уравновешивания по способу антимаховика, отметим, что для многих машин этот подход является практически единственным, обеспечивающим эффективное уравновешивание главного момента, нагружающего корпус машины. В значительной степени это относится к машинам, работающим преимущественно на переходных режимах.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
287
1.Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. – М.: Наука, 1988. – 640 с.
2.Баранов Г.Г. Курс теории механизмов и машин: Учебное пособие. – М.: Машиностроение, 1975. – 494 с.
3.Гаркунов Д.Н. Триботехника: Учебник для студентов втузов. – М.: Машиностроение, 1989. – 328 с.
4.Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин: Учебное пособие для студентов вузов. – М.: Машиностроение, 1993. – 592 с.
5.Коловский М.З. Динамика машин. – Л.: Машиностроение, 1989. – 263 с.
6.Левитский Н.И. Теория механизмов и машин. – М.: Наука, 1979.– 576 с.
7.Машков А.А. Теория механизмов и машин. – Минск: Высш.
школа, 1971. – 971 с.
8.Навроцкий К.Л. Теория и проектирование гидро- и пневмоприводов: Учебник: – М.: Машиностроение, 1991. – 384 с.
9.Озол О.Г. Теория механизмов и машин. – М.: Наука, 1984. – 432 с.
10.Попов Д.Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем: Учебник. – М.: Машиностроение, 1987. – 464 с.
11.Трение, изнашивание и смазка: Справочник: В 2 кн. / Под ред. И.В. Крагельского, В.В. Алисина. – М.: Машиностроение, 1978.
12.Щепетильников В.А. Уравновешивание механизмов. – М.: Машиностроение, 1982. – 256 с.
13.Фролов К.В. и др. Теория механизмов и машин. – М.: Высш.
школа, 1987. – 496 с.
14.Юдин В.А., Петрокас Л.В. Теория механизмов и машин: Учебное пособие для втузов. – М.: Высшая школа, 1977. – 572 с.
288
ОГЛАВЛЕНИЕ
|
Предисловие |
3 |
1. Структура и классификация механизмов |
5 |
|
1.1. |
Основные понятия и определения |
5 |
1.2. |
Кинематические пары и их классификация |
6 |
1.3.Кинематические цепи. Механизм. Подвижность кинематичес- 9
|
ких цепей и механизмов |
|
1.4. |
Образование плоских механизмов |
14 |
2. Кинематический анализ механизмов |
19 |
2.1.Кинематические и передаточные функции механизма, их взаим20 ная связь
2.2. |
|
Методы кинематического анализа |
23 |
2.2.1. |
|
Графический метод |
24 |
2.2.1.а. |
Построение разметки механизма, траекторий, диаграмм дви- |
25 |
|
|
|
жения |
|
2.2.1.б. |
Графическая реализация некоторых частных теорем кинема- |
29 |
|
|
|
тики плоского движения |
|
2.2.2. |
|
Графоаналитический метод |
30 |
2.2.3. |
|
Аналитический метод |
35 |
2.2.4. |
|
Экспериментальный метод |
38 |
3. |
Силовой анализ механизмов |
40 |
|
3.1. |
|
Классификация сил, действующих на звенья механизма |
40 |
3.2. |
|
Условие статической определимости механизма |
41 |
3.3. |
|
Последовательность силового расчета |
42 |
3.4. |
|
Определение реакций в кинематических парах |
44 |
3.4.1. |
|
Силовой расчет группы II класса первого вида |
44 |
3.4.2. |
|
Силовой расчет группы II класса второго вида |
46 |
3.4.4. |
|
Силовой расчет группы II класса третьего вида |
48 |
3.5. |
|
Расчет сил инерции |
50 |
3.5.1. |
|
Приведение момента и силы инерции к одной силе |
51 |
3.5.2.Инерционное воздействие тела, совершающего сложное 52 движение
3.5.3. Расчет сил инерции способом замещающих масс |
53 |
|
4. |
Плоские зубчатые механизмы для передачи вращательного |
62 |
движения |
|
|
4.1. |
Основные виды зубчатых передач |
62 |
4.2. |
Передаточное отношение и передаточное число |
65 |
4.3. |
Цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача |
68 |
4.3.1. |
Эвольвентный профиль зуба |
68 |
4.3.2. |
Основная теорема зацепления |
69 |
4.3.3. |
Основные размеры зубчатых колес |
70 |
|
289 |
|