- •1. СТРУКТУРА МЕХАНИЗМОВ
- •1.2. Классификация кинематических пар
- •1.3. Структура и кинематика плоских механизмов
- •1.4. Структурная формула кинематической цепи общего вида
- •1.5. Структурная формула плоских механизмов
- •1.6. Пассивные связи и лишние степени свободы
- •1.7. Замена в плоских механизмах высших кинематических пар низшими
- •1.8. Классификация плоских механизмов
- •1.9. Структурные группы пространственных механизмов
- •2. Анализ механизмов
- •2.1. Кинематический анализ механизмов
- •2.1.1. Определение положений звеньев плоской незамкнутой кинематической цепи
- •2.1.2. Матричная форма уравнения преобразования координат точек звеньев
- •2.1.3. Определение положений, скоростей и ускорений звеньев пространственных механизмов
- •2.1.4. Графическое определение положений звеньев механизма и построение траектории
- •2.1.5. Определение скоростей и ускорений точек звеньев методом планов
- •2.1.6. Свойство планов скоростей
- •2.1.7. Построение плана скоростей и ускорений кулисного механизма (рис. 2.7)
- •2.1.8. Аналоги скоростей и ускорений
- •2.2. Силовой анализ механизмов
- •2.2.1. Условие статической определимости кинематических цепей
- •2.2.2. Силы, действующие на звенья механизма
- •2.2.3. Силы инерции звена, совершающего возвратно-поступательное движение
- •2.2.4. Силы инерции звена, совершающего вращательное движение вокруг неподвижной оси
- •2.2.5. Силы инерции звена, совершающего плоское движение (рис. 2.17)
- •2.3.1. Силовой расчет начального звена (рис. 2.18, а)
- •3. МЕХАНИЗМЫ С ВЫСШИМИ ПАРАМИ. ЗУБЧАТЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •3.1. Зубчатые передачи
- •3.1.1. Общие сведения. Основная теорема зацепления
- •3.1.2. Геометрические элементы зубчатых колес
- •4. МЕТОД КОНЕЧНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ
- •4.1. Строительные конструкции
- •4.2.1. Конечные элементы, используемые для моделирования конструкции разъемного соединения трубопровода
- •4.2.1.1. Объемный элемент в форме прямой треугольной призмы (пентаэдр)
- •4.2.2. Пластинчатый элемент треугольной формы
- •4.2.3. Пластинчатый элемент четырехугольной формы
- •4.2.4. Моделирование статического состояния разъемного соединения
- •5.1. Стадии проектирования
- •5.2. Основные термины и определения
- •6. ОСИ И ВАЛЫ
- •6.1. Общие сведения
- •6.2. Проектный расчет валов и осей
- •6.2.1. Составление расчетных схем
- •6.3. Проверочные расчеты валов и осей
- •6.3.1. Расчет на выносливость валов и вращающихся осей
- •6.3.2. Расчет валов и неподвижных осей на статическую прочность
- •6.4. Проверочный расчет валов и осей на жесткость
- •7. ПОДШИПНИКИ, МУФТЫ
- •7.1. Подшипники
- •7.1.1. Подшипники скольжения
- •7.1.2. Подшипники качения
- •7.2. Муфты
- •7.2.1. Волновые передачи
- •8. Расчет простейших осесимметрично нагруженных тонкостенных оболочек вращения
- •8.1. Сферические оболочки
- •8.2. Цилиндрические оболочки (рис. 8.3)
- •9. Ременные передачи
- •9.1. Общие сведения
- •9.1.1. Классификация
- •9.1.2. Типы приводных ремней
- •9.2. Кинематические и силовые зависимости
- •9.2.1. Напряжения в ремне
- •9.2.2. Относительное скольжение ремня
- •9.2.3. Расчет передач по кривым скольжения
- •9.2.4. Допустимое полезное напряжение
- •9.2.5. Клиноременная передача
- •9.2.6. Расчет клиноременных передач
- •10. 3аклепочные соединения
- •11. Сварные соединения
- •12. Шпоночные соединения
- •13. Резьбовые соединения
- •13.1. Расчет на прочность стержня болта (винта) при различных случаях нагружения
- •13.2. Расчет соединений, включающих группу болтов
- •14. ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ И ДЕТАНДЕРЫ. МЕМБРАННЫЕ КОМПРЕССОРЫ
- •14.1. Конструкции поршневых компрессоров
- •14.2. Конструктивные схемы поршневых детандеров
- •14.3. Мембранные компрессоры
- •заключение
- •Библиографический список
В выражении (2.18) разделим левую и правую часть на ϕ1 и, получим
ϕn = ∏'(ϕ1).
ϕ1
Аналог скорости – это отношение скоростей выходного и входного звеньев. Аналог скорости является функцией положения механизма.
Существуют механизмы, где ∏'(ϕ1) =const, например
зубчатые передачи с круглыми колесами. Здесь аналог скоростей называется просто передаточным отношением.
В кулачковых механизмах при ϕ1=const и ϕ1≠const функ-
ция ∏'(ϕ1) не постоянна. Это вызывает дополнительные ди-
намические нагрузки в механизмах, связанные с силами инерции, которые, в свою очередь, обусловлены ускорениями.
Продифференцируем по времени выражения (2.17) и (2.18), получим линейное ускорение
|
2 |
|
|
|
d |
|
∏ |
' |
(ϕ1) ϕ1 |
|
|
d |
|
' |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
∏ |
(ϕ1) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
d S |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d[ϕ |
] |
|
' |
|
|
|
n |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
∏ |
(ϕ1)= |
|
|||
Sn = |
|
2 |
|
= |
|
|
|
|
|
|
= |
|
|
|
|
ϕ1 |
+ |
|
|
|
|
||
|
dt |
|
|
|
|
|
|
|
dt |
|
|
|
|
dt |
|
|
|
dt |
|
|
|
|
(2.19) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
=∏''(ϕ1) ϕ12 +∏'(ϕ1) ϕ1
иугловое ускорение
ϕn = ddt2ϕ2 =∏'(ϕ1) ϕ12 +∏'(ϕ1) ϕ1 .
2.2. Силовой анализ механизмов
Силовой анализ механизмов представляет собой решение первой задачи динамики системы: определение сил по заданному закону движения. Определению подлежат реакции в кинематических парах механизма. Для решения этой задачи в
46
«Теории механизмов и машин» применяется метод кинетостатики. Метод кинетостатики это формальный прием, который позволяет записать уравнения движения в форме уравнений равновесия и, следовательно, решать задачу методами статики.
Заметим, что метод кинетостатики это не единственный способ решения этой задачи: можно, освобождаясь от связей, вводить реакции связей в уравнение движения системы и находить последние из них. Звенья механизма, находящегося в движении, в общем случае не находятся в равновесии, т.к. они движутся с ускорениями.
Однако мы можем рассматривать равновесие всего механизма и каждого звена в отдельности, если применим к решению этой задачи принцип Даламбера, который утверждает следующее: если систему, находящуюся в движении, в какой – либо момент времени мгновенно остановить и к каждой материальной точке этой системы приложить действовавшие на нее в момент остановки активные силы, реакции связей и силы инерции, то система останется в равновесии.
При определении неизвестных реакций мы будем расчленять механизм, пользуясь принципом освобождаемости от связей, т.е. будем выделять из механизма группы звеньев и отдельные звенья, рассматривать их равновесие. При этом действия отброшенных звеньев на рассматриваемые будем представлять реакциями, действующими на рассматриваемые звенья со стороны отброшенных в расчлененных кинематических парах.
2.2.1. Условие статической определимости кинематических цепей
Расчленяя механизм на части и прикладывая в расчлененных кинематических парах реакции со стороны отброшенных звеньев, следует иметь в виду, что не всякая выделенная из механизма кинематическая цепь будет статически определимой системой. Статически определимой будет такая система, в которой число неизвестных (определяемых сил) будет равно числу уравнений статики. Для плоских механизмов, в
47
состав которых входят кинематические пары 5-го и высшие пары 4-го классов, и на которые действует плоская система сил, число неизвестных реакций связей совпадает с числом ограничений, имеющихся в этих кинематических парах. Так, например, соединение звеньев во вращательную кинематическую пару 5-го класса отнимает возможность движения центра вращения вдоль координатных осей за счет возникновения сил, препятствующих движению в этих направлениях.
Таким образом, определению подлежат обе проекции силы реакции на координатные оси, т.е. неизвестных будет два. Если же говорить о равнодействующей силе реакции как о векторе, то неизвестными будут величина и направление силы. Третья характеристика силы – точка ее приложения – может быть условно помещена в центр шарнира (поскольку сила – это скользящий вектор). Конечно, «точка приложения» это понятие условное, так как силы реакции распределены по поверхности соприкосновения звеньев, однако равнодействующая реакции проходит через центр шарнира (рис. 2.12).
_ |
2 |
|
R12 |
||
|
||
1 |
|
|
|
Рис. 2.12 |
Соединение звеньев в поступательную пару 5-го класса отнимает свободу движения вдоль одной из координатных осей (этому движении препятствует сила, направленная вдаль этой оси) и свободу вращения вокруг оси, перпендикулярной координатной плоскости. Это говорит о том, что реакция создает момент, направленный против момента активных сил. Таким образом, в этой кинематической паре также имеются две неизвестные характеристики силы: величина и точка ее приложения.
48
Обычно начало координат помещается в центр смежной вращательной кинематической пары, относительно оси которой могло бы совершаться вращение рассматриваемого звена (рис. 2.13).
y |
_ |
2 |
R12 |
|
x |
a 1
Рис. 2.13
В высшей паре четвертого класса неизвестна только одна характеристика силы: ее величина, т.к. направление е (по нормали к соприкасающимся поверхностям звеньев) и точка приложения известны (рис. 2.14).
N
|
_ |
|
2 |
R12 |
1 |
|
|
N
Рис. 2.14
Таким образом, если в выделенную из механизма кинематическую цепь будет входить n звеньев, то для них можно
составить 3n уравнений статики (Σx=0, Σy=0, Σz=0). Число неизвестных в этих уравнениях будет соответствовать удвоенному числу кинематических пар 5-го класса плюс число кинематических пар 4-го класса, т.е. общее число неизвестных в выделенной кинематической цепи будет равно 2Р5+Р4. Для того чтобы кинематическая цепь была статически определимой, число уравнений должно быть равно числу неизвестных, т.е. должно удовлетворяться условие
49