- •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
СТРОЕНИЕ МЕХАНИЗМОВ
Выполнение функций машины по преобразованию энергии, материа лов и информации связано с передачей и изменением механического движе ния. Изменение взаимного положения в пространстве материальных тел или положения частей данного тела определяется строением механизма. Звенья в механизме соединяются с помощью кинематических пар разно го вида в зависимости от числа связей, накладываемых на относительное движение звеньев. Сочетание различных звеньев и пар возможно во мно гих вариантах. Эти варианты при синтезе механизмов различного назна чения анализируются на основе структурной схемы механизма, которая может быть представлена графическим изображением и аналитической записью.
2.1. Основные определения
Движение твердых тел в механизмах рассматривают от носительно звена, принимаемого условно за неподвижное и на зываемого стойкой (станина станка, корпус двигателя, шас си). Все остальные твердые тела, совершающие движение от носительно стойки, называют подвижными звеньями. Каждое звено может состоять из одной или нескольких деталей, но в составе звена они не могут иметь относительного движения, т.е. образуют неразъемные или разъемные соединения отдель ных деталей.
По выполняемым функциям звенья могут быть входными и выходными, ведущими и ведомыми, начальными и проме жуточными. Входному звену сообщается движение, преобра зуемое механизмом в движение других звеньев. Если звену задается одна или несколько обобщенных координат, опреде ляющих положение всех механизмов относительно стойки, то звено называют начальным.
Звено называют ведущим, если мощность приложенных к звену внешних сил положительна, и ведомым — если она отрицательна или равна нулю.
Взависимости от назначения механизма звеньям присва ивают функциональные названия: кривошип, шатун, коро мысло, поршень, шток, ползун, кулиса, кулачок, толкатель, зубчатое колесо, водило, сателлит, рычаг, траверса, колен чатый вал, распределительный вал и др.
Вконкретных механизмах входное звено может быть как ведущим, так и ведомым на отдельных этапах движения в за висимости от приложенных сил и моментов сил, например вал двигателя в режимах разгона и торможения, вал электродви гателя при двигательном и генераторном режимах.
Подвижное соединение двух соприкасающихся звеньев на зывают кинематической парой, или, кратко, парой. В паре при взаимодействии ее элементов происходит относительное движение звеньев. Число степеней свободы в относительном движении звеньев определяет вид пары по подвижности. Раз личают пары одноподвижные, двухподвижные, трехподвиж ные, четырехподвижные и пятиподвижные. Вид пары зависит от геометрических связей между элементами пары, т.е. усло вий, ограничивающих перемещения звеньев. Число уравнений связей в паре принимают за номер класса пары.
Каждый элемент пары является совокупностью поверхно стей, линий и отдельных точек звена. Элемент — обобщенный термин, относящийся к номинальной поверхности, форма ко торой задается на чертеже или в другой технической докумен тации. Реальные поверхности и реальные профили элементов пар могут иметь отклонения формы и отклонения располо жения. Числовое значение предельных отклонений нормиру ется допусками цилиндричности, круглости, плоскостности,
прямолинейности, параллельности в зависимости от степени точности и интервала размеров. Поверхность — это общая часть двух смежных областей пространства. В теории ме ханизмов рассматривают поверхности с идеальной формой и идеальным расположением. При несоблюдении этого условия в парах появляются избыточные локальные связи, так как урав нения связей не являются тождественными, и пара становится
статически неопределимой. Если элементы в кинематической паре конгруэнтны, т.е. поверхности совпадают во всех своих точках, то пару называют низшей. Пары с линейным и точеч ным соприкосновением элементов называют высшими. Линия
— это общая часть смежных областей поверхности.
Систему звеньев, соединенных между собой парами, назы вают кинематической цепью. Различают плоские и простран ственные, замкнутые и незамкнутые, простые и сложные
кинематические цепи.
В замкнутой цепи звенья образуют один или несколько контуров. Контур может быть жестким или иметь степе ни свободы. Количество степеней свободы определяет класс контура. В плоской цепи все подвижные звенья совершают плоское движение, параллельное одной и той же неподвижной плоскости. В простой цепи звено входит в одну или две ки нематические пары. В сложной цепи имеется хотя бы одно звено, образующее больше двух кинематических пар.
Аналогами кинематических пар являются кинематиче ские соединения, выполненные из нескольких подвижных де талей с поверхностным, линейным или точечным контактом элементов в форме компактной конструкции и обеспечиваю щей возможность разложения относительного движения на со ставляющие, эквивалентные парам соответствующего вида.
Схему механизма, содержащую стойку, подвижные зве нья, кинематические пары с обозначением их вида и указываю щую взаимное расположение элементов механизма, называют
структурной схемой механизма.
2.2. Кинематические пары и соединения
Наиболее широко в механизмах машин, приборов и других устройств применяют вращательные пары (В), которые допус кают только одно вращательное движение одного звена отно сительно другого. На структурных и кинематических схемах они имеют условные обозначения в соответствии с рекомен дациями международных стандартов (рис. 2 .1 , а). Номиналь ные поверхности элементов 1, 2 вращательной пары обычно цилиндрические (рис. 2 .1 , б), но могут иметь и другие формы
в
Рис. 2.1
(например, конические, сферические). На рис. 2 .1 , в приведена структурная схема манипулятора промышленного робота, на которой указаны шесть вращательных пар: 0 ( 0 — 1), А (1—2), В (2—3), С (3—4), D (4—5), Е (5—6), связывающих звенья с соответствующими номерами. Схват 61имеет, шесть степеней свободы, что равно числу одноподвижных пар незамкнутой ки нематической цепи. В реальных конструкциях часто исполь зуют кинематические соединения, которые содержат несколько подвижных звеньев и несколько кинематических пар, но в та ком аналоге вращательной пары только два звена соединяются
а
-Вт Н8Р |
В - |
д
Рис. 2.2
с другими звеньями механизма. Конструкция подшипника ка чения, имеющего наружное 1 и внутреннее 2 кольца, между ко торыми расположены шарики 3, удерживаемые на определен ном расстоянии друг относительно друга с помощью сепара тора 4 приведены на рис. 2.2, а. В зависимости от направления воспринимаемой радиальной F T или осевой F a силы различа ют подшипники радиальные (рис. 2 .2 , б), упорные (рис. 2 .2 , в) и радиально-упорные (рис. 2.2, г). На схемах используют со ответствующие условные обозначения (рис. 2.2, д). Рабочие поверхности в подшипниках скольжения могут иметь непо средственный контакт (сухое трение), быть .разделены жид костью (жидкостные, гидростатические, гидродинамические подшипники), газом (аэродинамические, аэростатические га зовые) или разделены магнитными силами (магнитные опоры).
При использовании вместо вращательной пары кинемати ческих соединений уменьшаются потери на трение, упроща ются технология изготовления узлов за счет применения стан дартных подшипников, увеличивается несущая способность уз лов машин. Схему кинематической пары, отражающей толь ко необходимое число геометрических связей, называют основ ной. Основная схема пары не содержит избыточных связей. Действительная схема пары может содержать дополнительные связи, но они должны быть тождественными (совпадающими).
Консольный вал 1 с цилиндрической опорой 2, нагружен ной в точке С силой F, показан на рис. 2.7, а. В опоре А мож но методами статики найти реактивный момент и реакцию, а также прогибы в любой точке вала. Прогиб в точке С при условии а = b можно уменьшить в восемь раз, если ввести в конструкцию тождественные элементы А' с пятью дополни тельными связями (рис. 2.7,6). Число тождественных локаль ных связей можно уменьшить, если на правом конце вала уста новить плавающий сферический подшипник (рис. 2.7, в), даю щий только две дополнительные связи в опоре А' Если вал установить в виде кинематического соединения с двумя сфери ческими подшипниками, из которых один плавающий, а второй
неподвижен в осевом направле нии (рис. 2 .7 , г), то вал ста новится статически определи мым, при этом в опорах ре активные моменты равны ну лю. Однако прогиб такого ва ла в точке С (при а = Ь) мень ше прогиба для консольного ва ла только в два раза. Отсут ствие избыточных локальных связей делает конструкцию па ры нечувствительной к темпе ратурным и силовым деформа циям вала и корпуса, а также к отклонениям в расположении осей элементов соединения.
Итак, в случае примене ния тождественных элементов уменьшаются допуски на фор му и расположение сопрягае
мых поверхностей, что обеспечивает сборку без деформации звеньев в кинематической цепи и устранение дополнительных сил в кинематических парах. При повышении точности сопря жений увеличиваются затраты на изготовление, но повыша ются жесткость и несущая способность валов и осей, надеж ность и долговечность машины. Поэтому вопрос о допусти мости тождественных связей, которые при деформации стой ки или других звеньев могут быть избыточными, решается с учетом условий работы кинематической пары, затрат на изго товление, ремонт и эксплуатацию машины.
Оптимальная конструкция пары или соединения — поня тие относительное: конструкция, оптимальная для одних усло вий, может быть неприемлемой для других. Оптимизация ча сто связана с технологичностью, под которой понимают сово купность свойств конструкции, проявляемых в оптимальных затратах труда, материалов, средств и времени при заданных показателях качества, объема выпуска, условиях изготовления,
эксплуатации и ремонта машины. Конструкция, технологич ная в единичном производстве, зачастую оказывается мало тех нологичной в массовом производстве и совершенно нетехноло гичной в поточно-автоматизированном производстве и наобо рот.
Схемы и условные обозначения основных видов кинема тических пар приведены в табл. 2.1. Каждой паре в реаль ных конструкциях могут соответствовать конструктивные ва рианты кинематических соединений в виде нескольких дета лей, имеющих различное сочетание местных подвижностей, не влияющих на основную подвижность пары. Например, ролико вый подшипник эквивалентен двухподвижной цилиндрической паре; шарикоподшипник сферический, допускающий перекосы осей в определенных пределах, эквивалентен сферической трех подвижной паре; упорный шарикоподшипник со сферической наружной поверхностью, установленный на конусной поверх ности, эквивалентен пятиподвижной точечной паре.
Кинематические соединения обычно имеют большое число избыточных локальных связей. Их можно устранить, исполь зуя принцип многопоточности. В таких конструкциях за счет высокой точности изготовления (например, шариков и колеи в шарикоподшипниках) избыточные локальные связи являются тождественными. При этом статическая неопределимость со единения не оказывает вредного влияния на функционирование вращательной пары.
2.3. Структурный анализ механизма
При анализе структурной схемы механизма определяет число подвижных звеньев, вид кинематических пар, число сте пеней свободы механизма, число замкнутых контуров и их класс, число избыточных контурных связей.
Положение твердого тела в пространстве определяется шестью независимыми координатами. Основная система от счета обычно связана со стойкой, поэтому общее число коорди нат, характеризующее положение п подвижных звеньев равно 6 п для пространственного механизма и 3 п для плоского меха низма. Число накладываемых связей, а следовательно, и число
Основные виды кинематических пар
уравнений связи зависят от подвижности пары г и числа пар каждого вида (р\ — одноподвижных, Р2 — двухподвижных, р3 — трехподвижных, р4 — четырехподвижных, р$ — пяти подвижных). Значит, общее число уравнений связи составит
Е(6 - *>«•
»=i
Число W степеней свободы пространственного механизма равно разности между общим числом координат подвижных звеньев и числом уравнений, связывающих эти координаты:
5
W = 6 п - £ (6 - i)pi = 6 n -(5 p i +4р2 + 3рз + 2р4 +Рб). (2.1)
1=1
Эта формула с несколько иными обозначениями была обосно вана П.0. Сомовым (1887), Х.И. Гохманом (1890), А.П. Ма лышевым (1923). В литературе ее называют структурной фор мулой Сомова — Малышева.
Для плоских механизмов пары могут быть одноподвижны ми (низшие) и двухподвижными (высшие), и они не связаны с видами пар, различаемых по подвижности, так как звенья со вершают только плоское движение. Тогда число Wn степеней
свободы плоского механизма определяется выражением |
|
И^п —Зп 2p i — р 2 — 3т1 2рн Рв) |
(2*2) |
где рн, рв — число низших и высших пар соответственно. Это соотношение опубликовано П.Л. Чебышевым в 1869 г. в не сколько иной форме. Однако выражение (2 .2 ) в литературе
называют формулой Чебышева.
В механизмах могут иметься тождественные (дублирую щие, пассивные) связи, число которых обозначают q и опреде ляют следующим образом:
Я= W - 6 n + (5pi + 4р2 + Зрз + 2р4 + рб). |
(2.3) |
Избыточные контурные связи могут возникать только в замк нутой кинематической цепи, причем нельзя указать, какая связь является избыточной, а можно только подсчитать число этих связей в контуре.
Число к замкнутых контуров кинематической цепи вычис ляют по формуле
5 |
|
k = Y ^ P i - n = P Z - n- |
(2.4) |
i=l |
|
Эта формула была предложена Х.И. Гохманом в 1890 г. и из вестна в литературе под его именем. Применение этих формул можно показать на примере анализа механизма, изображенно го на рис. 2.8, а. В механизм входят пять подвижных звеньев п = 5, семь одноподвижных вращательных пар р\ = 7, стойка (звено 6).
Число степеней свободы плоского механизма находят по формуле (2 .2 ):
Wn = Зп - 2pi - р2 = 3 •5 - 2 7 = 1 ;
число степеней свободы пространственного механизма — по формуле (2 .1):
W = 6 п - (5pi + 4^2 + Зрз + 2^4 + ps) = 6 •5 - 5 •7 = -5 ,
т.е. кинематическая цепь статически неопределима и содер жит несколько избыточных контурных связей;
число замкнутых контуров механизма — по формуле (2.4):
к = р% - п = 7 - 5 = 2.
Принимая подвижность основной схемы механизма W0 = ^ 1, подсчитывают число избыточных связей по формуле (2.3):
q = WQ—6 п + 5pi = 1 —6 -5 + 5 7 = 6 .
Чтобы исключить эти избыточные контурные связи, заменя ют одноподвижные пары парами с большей подвижностью. В данном случае в каждом контуре необходимо ввести три до полнительные подвижности. Это, например, можно сделать, если в контуре использовать взамен двух одноподвижных пар одну сферическую и одну цилиндрическую пару. Тогда для механизма, р£ = 7, но р\ = 3, рг = 2, рз = 2, и
W = 6п-5р1-4р2-3рз = 6-5 —5-3 —4-2 —3-2 = 1 = WQ\ 9 = 0.
в |
г |
Рис. 2.8
Число степеней свободы механизма равно числу незави симых вариаций обобщенных координат. При W0 = 1 обоб щенная координата приписывается начальной кинематической паре (начальному двухзвеннику). Если одно из звеньев началь
ной пары является стойкой, то второе звено называют началь ным звеном. Так как обобщенные координаты приписываются начальному двухзвеннику или начальному звену, то совокуп ность остальных звеньев механизма должна обладать нулевой подвижностью.
Кинематическая цепь, число степеней свободы которой от носительно элементов ее внешних кинематических пар равно нулю, называют структурной группой, если из нее нельзя вы делить более простые кинематические цепи, удовлетворяющие этому условию.
Для плоского механизма условию 3п — 2р\ = 0 удовле творяют двухзвенные, четырехзвенные, шестизвенные и т.д. варианты структурных групп:
п |
2 |
4 |
6 |
8 |
pi |
3 |
6 |
9 |
12 |
Основой структурной группы является замкнутый кон тур. Класс контура определяется числом пар, в которые вхо
дят образующие его звенья.
Начальному двухзвеннику присваивают I класс (контур вырождается в точку), звену с двумя парами — II класс (кон тур вырождается в прямую), жесткому звену с тремя парами
— III класс (треугольник), контуру с четырьмя парами — IV класс, контуру с пятью парами — V класс (рис. 2.9).
Класс структурной группы определяется классом наи высшего номера контура, входящего в состав группы).
Порядок группы соответствует количеству элементов ки нематических пар (поводков), с помощью которых группа при соединяется к начальным звеньям и стойке или к звеньям пред шествующих структурных групп (см. рис. 2.9).
Для примера на рис. 2.10 изображены схемы структурных групп II класса 2-го порядка (двухзвенные, обычно называемые двухповодковыми группами Ассура) разных видов, различаю щиеся сочетанием вращательных (В) и поступательных (П)
|
ВВВ |
|
вввввв |
вввввв |
|
|
Схема |
|
|
|
|
|
|
п |
р 4 |
d |
, |
|
|
|
|
~ 4 |
|
|
|||
Класс |
I |
II |
ш |
IV |
V |
|
контура |
||||||
|
|
|
2 |
3 |
||
Порядок |
1 |
2 |
3 |
Рис. 2.9
ВПП
Рис. 2.10
пар по отношению к внутренней паре: ВВВ, ВВП, ВПВ, ПВП, ВПП.
На рис. 2.9 показаны также структурные группы III и IV классов. Присоединяя внешние элементы поводков к основа нию (показано штриховыми линиями), получаем статически определимую ферму (с нулевой подвижностью).
Выделение в составе механизма структурных групп обыч но обусловлено построением алгоритмов расчета кинематиче ских и силовых характеристик механизма. Это особенно важ но при графических методах исследования и разработке про грамм расчета параметров механизма на компьютере (модуль ный принцип разработки алгоритмов). Однако при современ
ном уровне развития ЭВМ трудоемкость вычислений иногда неиграет существенной роли. Поэтому можно использовать уравнения связей в неявной форме и решать систему нелиней ных уравнений методами, разработанными в вычислительной математике.
Заметим, что структурный анализ может облегчить со ставление алгоритмов расчета кинематических передаточных функций, однако необходимо обратить внимание на то, что при одной и той же структурной схеме механизма его строение за висит от выбора входной кинематической пары. Схема шес тизвенного шарнирного механизма, звенья которого образуют два замкнутых контура (А; = Y^Pl ~~ 71 = 7 —5 = 2 ), приведена на рис. 2 .8 , а. Если за начальную пару принять пару А между звеном 1 и стойкой 6 и приписать ей обобщенную координа ту v?i, то в механизме можно выделить две последовательно присоединяемые двухповодковые группы: BCD (звенья 2 и 3) И M EF (звенья 4и 5) (см. рис. 2.8, б). По структуре это бу дет механизм II класса. Если за начальную принять пару F между подвижными звеньями 1 и 5 (см. рис. 2.8, б) и припи сать ей обобщенную координату <£>5 1 , то структурная группа будет состоять из базисного звена 3 с тремя шарнирами (кон тур Ш класса), к которым присоединены три поводка: звенья 2, 4 и стойка 6 с внешними парами Б, Е, А. По структуре это механизм III класса 3 -го порядка. Графическое исследо вание кинематики такого механизма обычно основано на при менении особых точек Ассура (см. далее гл. 3). Если за на чальную пару принять пару Е между подвижными звеньями ^ и 5 (см. рис. 2.8, г) и приписать ей обобщенную координату </?5 4 , то структурная группа будет представлять собой контур ABCD с четырьмя парами (контур IV класса). Эта группа присоединяется к звеньям 4 и 5 начальной пары шарнирами f и М, т.е. по структуре это механизм IV класса 2 -го поряд ка. Графическое исследование кинематики такого механизма обычно основано на методе ложных положений.
На примере этого механизма можно показать, что си стема неявных уравнений связи не зависит от структурно го анализа механизма. Угловые координаты звеньев относи тельно основной системы отсчета </?i, ip2 > У’б? ^ 6 или
относительные угловые координаты между двумя звеньями </?5 1 , </?54 можно определить из некоторых уравнений контуров A B C D и A F E M D или системы тригонометрических уравне ний, если эти уравнения спроецировать на координатные оси (см. рис. 2 .8 , д):
~lB A |
- h |
e |
- IcD - ~lA D |
= 0 |
(контур |
A B C D ) ] |
Ь а |
~ Ь |
е |
+ 1м е ~ 1 M D |
+ h D = 0 |
(контур |
A F E M D ) . |
В качестве независимой переменной назначают одну из ко
ординат <pi \</?54 = ¥>5 -V>4 ; ¥>51 = считая ее обобщенной координатой механизма. Эти векторные уравнения записыва ют в виде системы тригонометрических уравнений для проек ций векторов на оси координат основной системы отсчета:
lB A c°s <Pl - |
h e cosФ2 - |
Ic D cos¥>3 + lA D cos ¥>6 = 0; |
|
Ь а sin¥>1 - |
IB C S™<P2 ~ |
l c D s'niP3 + |
l A D s'i n V 6 = 0 ; |
lpAC0S<pi - |
Ipp cos</?5 + IM E cos¥’4 - |
l M D COSiP3+ |
|
|
+ lA D cosip6 = 0; |
|
|
IpA sintpi - |
lpE simps + l M E s^n(P4 - |
l M D Sin<P3+ |
|
|
+ lA D sin<p$ = 0 ; |
|
Ф5 = ¥>4 + <*C>54;
¥>5 = ¥>1 + ¥>51-
Назначая в качестве обобщенной координаты фь из пер вых двух уравнений находят ip2 и ¥>з при остальных заданных параметрах, а из следующей пары уравнений ^ 4 и <^5 , т.е. для механизма II класса система уравнений подразделяется на две подсистемы, в каждой из которых содержатся две неизвестные угловые координаты в качестве аргументов тригонометриче ских функций. Для структурной группы III класса 3-го поряд ка по заданным размерам звеньев и массиву {фбь (ръ\, ¥>51} кинематических элементов начальной пары F необходимо най ти значения элементов массивов D для трех пар: В , Е и С, т.е. D B , D C и D E :
D B |
= |
{i£ ,i/£ ,i£ , |
D E = |
{ х р , у р , х р , у р , х Е , у р } ; |
|
D C |
= |
{*с»2/С>*С>УС>гС>Ус}- |
Здесь в скобках обозначены элементы массивов. Для струк турной пары IV класса 2 -го порядка по заданным размерам звеньев и массиву {<£>5 4 , <^5 4 , <£54} кинематических элементов начальной пары Е необходимо найти значения элементов мас сивов для трех пар: Е , F, М или Е, В и С. При таком форми ровании искомых параметров для составления функций поло жения используют условие совпадения положений пары в двух смежных разомкнутых цепях, т.е. определяют точки пересече ния двух окружностей с заданными радиусами и центрами в двух внешних парах по отношению к внутренней паре.
2.4. Контурные избыточные связи в квазиплоских механизмах и их исключение
Схему механизма, отражающую только заданное число степеней свободы механизма WQ при отсутствии избыточных контурных связей (q = 0 ), называют основной структур- ной схемой, или схемой с самоустанавливающимися звеньями. Основная структурная схема механизма имеет определенные свойства:
расположение элементов кинематических пар обеспечива ет беспрепятственную сборку (образование соединений) замк нутых кинематических контуров без дополнительной деформа ции звеньев;
возможная деформация стойки или других звеньев под действием активных нагрузок не влияет на силы в кинематиче ских парах, значения которых определяются из условий кинетостатического равновесия статически определимой системы; изменение расположения элементов кинематических пар при деформации стойки не оказывает существенного влияния
на положение звеньев механизма.
Плоские механизмы могут иметь пространственную ос новную структурную схему. Такие механизмы называют квазиплоскими (от лат. quasi — почти, близко), так как при их кинематическом и силовом исследовании можно использовать методики и способы, справедливые только для плоских меха низмов.
3 - 11273
Рис. 2.11
Число избыточных контурных связей в механизме опреде ляется соотношением (2.3):
q = W Q - 6n + 5pi + 4p2 + Зрз + 2p4 + ps.
Анализ структуры конкретных механизмов полезно прово дить с использованием метода непринужденной сборки конту ра механизма при наличии отклонений от номинальных раз меров и расположения элементов кинематических пар. На рис. 2.11,о приведена схема шарнирного четырехзвенника
ABCD со звеньями 1, 2, 3, 4•Оси z^\ z^\ z^\ z^\ z^\ z^\
(3) (4)
ZD ' ZD имеют отклонения от перпендикулярности плоскости, параллельно которой должны двигаться звенья плоского меха низма. Если эти отклонения незначительны, то механизм — квазиплоский; если они влияют на движение звеньев, то меха низм — пространственный.
Если при сборке кинематических пар последней собирать, например, вращательную пару С, то необходимо совместить соответствующие элементы этой пары, т.е. совместить оси
(2) |
(3) |
ZC |
и ZC >связанные соответственно со звеньями 2 и 3 в па |
ре С. Но при наличии в контуре только вращательных пар это
становится невозможным, так как оси Z(2) и Z(3) перекрещи
Q Q
ваются. Их совмещению препятствуют три избыточные связи (отсутствие двух угловых подвижностей для совпадения на правления осей и одной линейной подвижности вдоль этой оси до совпадения опорных торцевых элементов во вращательной паре).
Две дополнительные угловые подвижности у>2\х и <^21у во вращательной паре В можно обеспечить ее заменой на сфери ческую (рис. 2.11, б). Линейная подвижность S2з в паре С по явится, если вращательную пару С заменить на двухподвиж ную цилиндрическую пару.
Повышение подвижностей в парах В и С обеспечивает сборку контура без натягов и деформации звеньев и движе ние механизма. Такие механизмы проф. Л.Н. Решетов назвал
самоустанавливающимися.
Число избыточных связей при р\ъ = 2; р2ц = 1; РЗс = 1 равно нулю:
q = W0 - 6n + 5pi + 4p2 + 3p3 = 1 - 6 •3 + 5 •2 + 4 •1 + 3 •1 = 0.
Механизм, выполненный по плоской схеме (рис. 2.12, а), имеет основную подвижность W0 = 1, определяемую форму лой Чебышева (2.2), так как он содержит три подвижных зве на, три вращательные одноподвижные пары Р2 = 3 и одну поступательную пару р\ъ — 1:
ТУП= Зп - 2pi - р2 = 6 •3 - 2 •4 = 1.
з*
Если в силу отклонений в расположении элементов кине матических пар за счет погрешностей при изготовлении или деформаций стойки механизм считать пространственным, то следует определить число избыточных связей по формуле (2.3):
q —WQ - 6 п + 5р\ = 1 - 6- 3 + 5- 4 = 3.
Для исключения этих трех избыточных связей следует увеличить подвижность кинематических пар, т.е. применить двухподвижные цилиндрические и трехподвижные сфериче ские пары (рис. 2.12, д): р\ъ = 1; р\п = 1; р2ц = 1; рзс = 1:
q = W0 - 6n + 5pi + 4p2 + Зр3 = 1 - 6 •3 + 5 •2 + 4 •1 + 3 •1 = 0.
Если шатун соединить сферическими парами В и С с пол зуном и кривошипом, то появится одна местная WM подвиж ность — вращение шатуна относительно своей продольной оси (рис. 2.12, в): pie = 1; р1ц = 1; р3с = 2; WQ = 1; WM= 1.
Тогда
q = WQ 4- WM—6ч -f- 5pi + Зрз = 1 1 —6*3 H- 5 *2 -(-* 3 2 = 0.
Если выбрать пары так, как это показано на рис. 2.12, 5, то появляется одна групповая WT подвижность звеньев ша тун — ползун при неподвижном кривошипе: piB= 1; Р2Ц= 2;
р3с = 1; WQ = 1; |
= 1. |
Тогда
q = ИЛо+^/г-6п+5р1+4р2+Зрз = 1+ 1 —6-3+5-1—4-2+3-1 = 0.
Д.Н. Решетов предложил в кривошипно-ползунном меха низме взамен сферических пар в необходимых случаях исполь зовать кинематическое соединение с одним дополнительным звеном и двумя вращательными парами (рис. 2.12, г): п = 4; Pi = 3; Р2 = 2; WQ — 1. При этом
q = WQ - 6 n + 5pi + 4p2 = l - 6*4 + 5- 3 + 4- 2 = 0.
Таким образом, исключение избыточных связей является многовариантным процессом.
При рассмотрении примеров двухконтурного механизма (рис. 2.12, е, ж, з) следует обратить внимание на возможность появления местных подвижностей, которые должны быть вы явлены до подсчета избыточных связей.