- •МЕХАНИКА МАШИН
- •1.1. Структура машинного агрегата
- •1.4. Управление движением машинного агрегата
- •СТРОЕНИЕ МЕХАНИЗМОВ
- •2.1. Основные определения
- •2.2. Кинематические пары и соединения
- •2.5. Структурный синтез механизмов
- •2.6. Классификация механизмов
- •КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ МЕХАНИЗМОВ
- •3.1. Основные понятия
- •tgfa
- •3.6. Примеры графического исследования механизмов
- •pc = fivVB\ Р'Ь" = цайв', Ь"Ь'= цаагВ-
- •3.7. Кинематические характеристики плоских механизмов с высшими парами
- •3.8. Кинематические характеристики пространственных механизмов
- •3.9. Метод преобразования декартовых прямоугольных координат
- •4.1. Динамическая модель машинного агрегата
- •4.2. Приведение сил
- •4.3. Приведение масс
- •4.8. Неравномерность движения механизма
- •JTnp,
- •4.10. Динамический анализ и синтез с учетом влияния скорости на действующие силы
- •5.1. Динамическая модель машинного агрегата
- •5.2. Установившееся движение машинного агрегата
- •5.3. Исследование влияния упругости звеньев
- •СИЛОВОЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ
- •6.1. Основные положения
- •6.4. Силовой расчет механизма с учетом трения
- •6.5. Потери энергии на трение. Механический коэффициент полезного действия
- •ВИБРОАКТИВНОСТЬ И ВИБРОЗАЩИТА МАШИН
- •7.1. Источники колебаний и объекты виброзащиты
- •7.3. Анализ действия вибраций
- •7.6. Статическая и динамическая балансировка изготовленных роторов
- •Щ = у/g sina/<5CT,
- •7.8. Демпфирование колебаний. Диссипативные характеристики механических систем
- •7.9. Динамическое гашение колебаний
- •тт(р - рт) = mjyE.
- •7.11. Ударные гасители колебаний
- •7.12. Основные схемы активных виброзащитных систем
- •ТРЕНИЕ И ИЗНОС ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР МЕХАНИЗМОВ И МАШИН
- •8.1. Виды и характеристики внешнего трения
- •8.2. Основные понятия и определения, используемые в триботехнике
- •8.3. Механика контакта и основные закономерности изнашивания
- •8.4. Методика расчета износа элементов кинематических пар
- •МЕТОДЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СХЕМ ОСНОВНЫХ ВИДОВ МЕХАНИЗМОВ
- •МЕТОДЫ СИНТЕЗА МЕХАНИЗМОВ С ВЫСШИМИ ПАРАМИ
- •9.1. Основные понятия и определения
- •9.2. Основная теорема зацепления
- •9.3. Скорость скольжения сопряженных профилей
- •9.4. Угол давления при передаче движения высшей парой
- •9.5. Графические методы синтеза сопряженных профилей
- •9.7. Производящие поверхности
- •МЕХАНИЗМЫ ПРИВОДОВ МАШИН
- •10.1. Основные понятия и определения
- •10.2. Строение и классификация зубчатых механизмов
- •10.4. Планетарные зубчатые механизмы
- •ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
- •11.2. Эвольвента, ее свойства и уравнение
- •11.3. Эвольвентное прямозубое колесо
- •11.4. Эвольвентная прямозубая рейка
- •11.5. Эвольвентное зацепление
- •11.8. Подрезание и заострение зуба
- •11.9. Эвольвентная зубчатая передача
- •11.10. Качественные показатели зубчатой передачи
- •11.11. Цилиндрическая передача, составленная из колес с косыми зубьями.
- •11.12. Особенности точечного круговинтового зацепления Новикова
- •ПРОСТРАНСТВЕННЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
- •12.1. Коническая зубчатая передача
- •МЕХАНИЗМЫ С НИЗШИМИ ПАРАМИ
- •13.1. Основные этапы синтеза
- •13.4. Синтез четырехзвенных механизмов по двум положениям звеньев
- •13.5. Синтез четырехзвенных механизмов по трем положениям звеньев
- •13.6. Синтез механизмов по средней скорости звена и по коэффициенту изменения средней скорости выходного звена
- •tijivu) < [tfj]-
- •КУЛАЧКОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •14.1. Виды кулачковых механизмов и их особенности
- •14.2. Закон перемещения толкателя и его выбор
- •sinx4
- •sinx2 = [(*2 “ Vj3)/f34]sm03;
- •14.5. Определение габаритных размеров кулачка по условию выпуклости профиля
- •14.6. Определение координат профиля дисковых кулачков
- •14.7. Механизмы с цилиндрическими кулачками
- •МЕХАНИЗМЫ С ПРЕРЫВИСТЫМ ДВИЖЕНИЕМ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА
- •15.1. Зубчатые и храповые механизмы
- •15.2. Мальтийские механизмы
- •15.3. Рычажные механизмы с квазиостановками
- •УПРАВЛЕНИЕ ДВИЖЕНИЕМ СИСТЕМЫ МЕХАНИЗМОВ
- •16.2. Циклограмма системы механизмов
- •МАНИПУЛЯЦИОННЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •17.3. Задачи о положениях манипуляторов
- •17.4. Задачи уравновешивания и динамики
- •Glos
5.3. Исследование влияния упругости звеньев
Определим частоту собственных колебаний агрегата. Будем считать, что вынуждающий момент LMV — 0 и вязкое трение к = 0. Тогда дифференциальное уравнение (5.20) будет описывать собственные (свободные) колебания и примет вид
JMCV+ сг) = 0 .
Отсюда, согласно положениям теоретической механики, полу чим частоту собственных колебаний
Р = \ [ у - , |
(5.24) |
уJ M C
где р — угловая частота, рад/с (а не частота периодического процесса, измеряемая в герцах).
Рассмотрим, как влияет упругость передачи на закон дви жения вала рабочей машины. Согласно уравнению (5.22), ам плитуда динамической деформации 77^ при учете только пер вой гармоники вынуждающего момента
VA1 |
__________^мА1__________ |
(5.25) |
|
\ / ( с - u b c J u c ) 2 + ( к и м с ) 2
Функция T J A I = J/>il(c) представлена на рис. 5.4, а при не изменном значении угловой скорости имс рабочей машины*
При статическом нагружении увеличение жесткости ве дет к уменьшению деформации. Однако в условиях динами ческого колебательного процесса зависимость деформации от жесткости более сложная. Если жесткость мала (с < срез, где Срез = ^мс^мс — жесткость, при которой наступает макси мум динамической деформации (см. рис. 5.4, а), т.е. насту пает явление резонанса), то в случае периодической нагрузки увеличение жесткости вызывает увеличение (а не уменьшение) деформации. Если жесткость велика (с > Срез), то при ее уве личении деформация будет уменьшаться. Такое влияние жест кости конструктор должен обязательно учитывать при про ектировании передаточного механизма, чтобы избежать резо нанса.
* Очень малые значения жесткости конструктивно нереализуемы; по
этому в области этих значений (включая с = 0) график т/А1 (с) показан
штриховой линией.
На рис. 5.4, б сплошной линией изображена зависимость V A 1 = V A l i ^ M c ) при заданном значении жесткости с передачи. Резонанс в системе наступает тогда, когда частота v\ первой гармоники совпадает с собственной частотой: v\ — р. Так как частота первой гармоники равна средней угловой скорости ра бочей машины v\ — ымс, то, следовательно, резонанс насту пает, когда имс = LJMCI = р, или, согласно уравнению (5.24), u>MС= WMC1 = y/c/JMC. Поэтому при резонансе т}А 1 = ЬмА1 /(кр) (см. (5.25)).
Введем известный из курса теоретической механики коэф фициент динамичности
_ _ тV A 1 / )
^мА1 /с
где LMA I /C — статическая деформация, которую может вы звать момент, равный амплитудному значению LMj41 первой гармоники вынуждающего момента. Таким образом, коэффи циент cji, больший единицы, характеризует перегрузку, вы званную динамическими деформациями. При резонансе, когда
С — Р — у / с / J м с , |
|
|
|
|
_ |
с |
y/eJuc |
|
арез ~ Т р ~ |
“ I - - |
|
Ясно, что |
резонансное значение коэффициента динамич |
||
ности зависит |
от коэффициента вязкого трения к. Если бы |
сопротивления не было (А: = 0), то арез —►оо, но сопроти вление, хоть и небольшое, всегда есть. Следовательно, арез имеет конечное значение, которое, однако, может достигать значений 15 — 20. Поэтому эксплуатация машинного агрега та в резонансном режиме (CJMC = имс\) недопустима. Если все же избежать этого режима никак нельзя, то следует поставить специальный демпфер, который искусственно увеличит сопро тивление и снизит сгрез.
Расчеты показывают: если средняя угловая скорость имс рабочей машины в 1,5 — 2 раза отличается от собственной частоты р, то сопротивление обычно практически не влияет на амплитуду г/AI вынужденных колебаний и ее можно опре делить, положив в формуле (5.25) к = 0 (см. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 1998).
Если угловая скорость имс, при которой эксплуатирует ся рабочая машина, меньше собственной частоты р, то сле дует проверить отсутствие резонанса, вызываемого второй и более высокими гармониками. Для второй гармоники, часто та которой i/2 = 2и/мс, резонанс наступит при V2 = р, откуда ^мсг = р/2. График г]А2(имс) амплитуды колебаний, вынуж даемых второй гармоникой, показан на рис. 5.4, б штриховой
линией. |
|
|
Рассмотрим |
момент Мпм = |
—Ммп, которым рабо |
чая машина нагружает передачу, |
т.е. момент в сечении В |
|
(см. рис. 5.1, а). |
|
|
Согласно уравнению (5.7), |
|
|
х |
= к((рм —<рд) + с(<рм —<рд). |
Преобразуя это уравнение с учетом уравнений (5.16), (5.18), (5.19) и (5.23), получаем
МцМ= Ммс ~Ь{ki] + cry). |
(5.26) |
В уравнении (5.26) первое слагаемое — постоянный мо мент Ммс, нагружающий передачу. Двучлен, заключенный в скобки, есть переменная динамическая составляющая нагру жения Muvi = kfj + ст]. Рассмотрим составляющую Mnv, введя возмущение только от первой гармоники:
Mjivi = кщ + C77i.
Для этого найдем зависимость rji(t).
Из уравнения (5.22) следует, что щ = - TJAI^MC sin(uMCt —
~ a l)> где OL\= Д + ^ 1 + 7 1 - Поэтому Mnv\= -kr)Aluucs\n(uuct -
- OLI) + CT)AI cos(uMCt —ai). После элементарных тригонометри ческих преобразований получим
Mnvi = т)А 1 \Jс2 + (кимс)2 cos(uMCt - |
ai + Cl) = |
= |
M n A l cos(uMCt - ai + Cl)- |
Введем, согласно методике Коловского, степень динами ческой нагруженности передачи х ь которую определим как отношение амплитуды первой гармоники Мпа \ динамической составляющей Mnv к амплитуде первой гармоники LMAI вы нуждающего момента LMV, учитывая уравнение (5.25):
XI = МцА1 |
|
\Л2 + (fcwMC) 2 |
(5.27) |
||||
/ |
______________________ = . |
||||||
L M A 1 |
(с U |
|
J |
|
) 2 + (Ь>мс)2 |
|
|
у |
|
M C |
|
M C |
|
|
График xi = XI(с) показан на рис. 5.5 при неизменном зна чении имс. Если xi > 1 , то имеет место динамическая пере груженность передаточного механизма. При резонансе, когда с = Срез = шмс^мс коэффициент xi может достигать значений, значительно превышающих единицу.
Как следует из уравнения (5.27), при с = срез/ 2 , коэффици ент xi принимает значение, равное единице. Можно показать, что если для значения с = срез/ 2 подсчитать коэффициент х для гармоник более высокого порядка, чем первая, то х* < 1 - Иными словами, если жесткость с < срез/ 2 = ^ CJMC/ 2 , то
амплитуды всех гармоник динамического момента Mnv будут меньше, чем амплитуды £ мЛг соответствующих гармо ник вынуждающего момента LMV, что можно использовать для улучшения динамической характеристики участка АВ машин ного агрегата (см. рис. 5.1, а).
Если на участке АВ последовательно с передачей раз местить упругую муфту, подобрав ее жесткость так, чтобы общая жесткость участка стала меньше срез/ 2 (т.е. меньше ^мс^мс/2), то динамическая составляющая Muv момента, на гружающего передачу, станет меньше вынуждающего момен та LMV. При этом, однако, следует иметь в виду, что малая жесткость, защищая передачу от перегрузок, может повлечь за собой слишком большие деформации.
Кроме того, при с < срез/ 2 выход на рабочий скоростной режим имс во время пуска машинного агрегата неизбежно бу дет связан с проходом зоны резонанса, так как при с < срез/ 2 средняя угловая скорость имс рабочей машины больше часто ты р собственных колебаний агрегата (зарезонансный режим). Проход зоны резонанса сопровождается кратковременными, но значительными динамическими перегрузками. Особенно опа сен в этом отношении процесс выбега, когда после выключения двигателя машина, будучи предоставлена самой себе, теряет скорость под действием небольших сопротивлений (трение в кинематических парах и т.п.). Здесь обратный проход зоны ре зонанса может оказаться достаточно длительным, вследствие чего амплитуды вынужденных колебаний успеют возрасти до недопустимого предела. В то же время для конструкции, обла дающей большой жесткостью (с > срез), средняя угловая ско рость имс рабочей машины меньше частоты собственных ко лебаний р машинного агрегата (дорезонансный режим), так что проход зоны резонанса с гармоникой первого порядка (как прямой, так и обратный) отсутствует.
Контрольные вопросы
1. Напишите уравнения движения вала двигателя и вала рабочей ма шины при учете упругости звеньев связы ваю щ их их передачи.
2. По какой формуле подсчиты вается ч а стота собствен н ы х колебаний вала рабочей маш ины?
3.Как влияет упругость передачи на динамическую деформацию вала рабочей машины?
4.Как влияет упругость передачи на степень ее динамической нагруженности?
5.В чем проявляется явление резонанса? При какой жесткости переда чи наступает резонанс?