- •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
Чтобы найти положение шарнира В по этим условиям, применяют метод обращения движения, сообщая всему меха низму относительно центра А угловую скорость —и\. В ре зультате чего звено АВ станет неподвижным, а вместо него в противоположном направлении будут вращаться стойка и, сле довательно, ось направляющей ползуна. При наличии эксцен триситета е эта ось во всех положениях касается окружности радиусом е.
Графически центр шарнира В находят как точку пересече ния перпендикуляра В Е \2 и ВЕ23 к серединам отрезков С1С2 и С 2 С3. При аналитическом решении определяют координаты Х{ и у{ точек ползуна С{ (г = 1 .. .3) из уравнений проекций на координатные оси суммы векторов XQ{ + ё:
X i = x C i COS[-(tpi - y?i)] + ecos[90° - (у>; — V»i)];
Vi = x a sin[-(w - Vl)] + e sin[90° - (w — V»i)].
или после преобразования
Xi = *c»cos(v>i - <PI) + esin(v5,- - y>i);
Vi = ~ x a sm(<fii - <pi) + e cos(v?j - <pi).
Дальнейшее решение аналогично решению четырехшар нирного механизма и проводят по формулам (13.10)—(13.13).
13.6. Синтез механизмов по средней скорости звена и по коэффициенту изменения средней скорости выходного звена
Кривошипно-коромысловый механизм. Даны длина выходного звена Iз и координаты 71 и 72 крайних Положений (рис. 13.8). Разность 71 —72 = 0 является угловым Ходом (раз махом) выходного звена. Кривошип А В вращается равномер но, а его центр вращения находится в некоторой, Пока неиз вестной, точке А на оси х.
Движение коромысла из положения 1 в положение 2 при мем за прямой ход, а движение в противоположном направле нии — за обратный ход.
Требуется спроектировать кинематическую схему меха низма, для которого отношение средних угловых скоростей Вы ходного звена при обратном и прямом ходах равно некоторой
Рис. 13.8
заданной величине Кш = w06p/wnp (коэффициент изменения средней скорости выходного звена).
На рис. 13.8 изображены два крайних положения механиз ма, в каждом из которых кривошип и шатун находятся на од ной прямой; угол между этими двумя прямыми АС\ и АС% обозначен буквой в. Из рисунка следует, что за время прямого хода <Пр кривошип повернется на угол (180° + в), а за время обратного хода 20бР на угол (180° —в). Следовательно, при равномерном вращении кривошипа
к |
/?Л обР |
180° + в |
ш |
/?/*пр |
180° - 0 ’ |
откуда
в = 180° Кш- 1 Кш+ 1
Если угловой ход (3 поделить прямой DE пополам и через точку С2 провести прямую C2 F, составляющую угол в с напра влением DE, то она пересечется с последним в некоторой точке F Окружность радиусом IF C2 = г будет геометрическим ме стом искомых центров вращения кривошипа А, поскольку в любой точке этой окружности вписанный угол LC\AC2 равен половине центрального угла LC\FC2 — 2 0 , опирающегося на ту же дугу С1 С2 , и, следовательно, равен 0. Точка А пересече ния указанной окружности с осью абсцисс, согласно исходным Данным задачи, будет центром вращения кривошипа. После этого задача сводится к синтезу механизма по двум крайним
положениям звена 3 (см. § 13.3); длины кривошипа li и шату на /2 определяются по формулам (13.5).
Если в спроектированном механизме максимальный угол давления больше допускаемого, следует выбрать другое поло жение центра вращения кривошипа на окружности радиусом г (выше точки А).
Кривошипно-ползунный механизм. При проектиро вании машин иногда задают среднюю скорость ползуна (порш ня) vCp (м/с). Для центрального кривошипно-ползунного меха низма (см. рис. 13.3, а) двойной ход ползуна, соответствующий одному обороту кривошипа, 2h = А1\.
Если частота вращения кривошипного вала равна п (об/с), то vcp = 2 hn = 4/iп, откуда длина кривошипа (м)
^1 = ^ср/(4п).
Затем по заданному значению А2 = h/h можно найти и длину шатуна /2 .
Механизм с качающейся кулисой. Шестизвенный ку лисный механизм (рис. 13.9, а) преобразует вращательное дви жение кривошипа 1 в возвратно-поступательное движение пол зуна 5, при этом средняя скорость vQ6p ползуна при обратном ходе больше в K v раз средней скорости vnp прямого хода. Ис ходными данными обычно служат ход h выходного звена 5 и коэффициент изменения его средней скорости K v = v0Qp/vnp.
Например, в строгальных и долбежных станках изделие обрабатывается в одном направлении с заданной скоростью резания, а холостой (обратный) ход режущего инструмента осуществляется с большей средней скоростью; в этом случае
K v > 1 .
Коэффициент K v и угол (3 размаха (угловой ход) кулисы
связаны (при |
= const) зависимостью |
|
|
т* _ h/toQp _ 180° -f- (3 |
|
откуда |
v ~ _hr7T/ t пр_ ~ 180°- / Г |
|
оKv ~ 1 |
||
|
||
|
(3 = 180' K v + 1 * |
Длину кулисы находят из рассмотрения ее крайнего поло жения по формуле
*3 = I C D = V[2sin(/?/2)].
Рис. 13.9
В среднем (вертикальном) положении кулисы CD длины звеньев /3 , Ц = 1AQ ( стойки) и = 1Ав связаны соотношением
^3 = ^6 + ^1 + а> |
(13.14) |
где размер а выбирают конструктивно с целью наиболее пол ного использования длины кулисы. С другой стороны, из пря моугольного А АВС находим
h = /6sin(/J/2). |
(13.15) |
Подстановка значения 1\ в выражение (13.14) дает длину стойки (межосевое расстояние)
|
/3 - а |
6 |
1 + sin(/3/2) |
После вычисления IQ можно по формуле (13.15) найти /и для механизмов данного типа обычно le/h > 2.
При ведущем кривошипе угол давления при передаче уси лия от кулисного камня (ползуна) 2 к кулисе 3 i?32 = 0, что является достоинством кулисных механизмов. Для обеспече ния наименьших углов давления при передаче усилия от зве на 4 к ведомому ползуну 5 целесообразно положение оси хх выбрать так, чтобы она делила стрелку сегмента / пополам. Тогда из прямоугольного AN D E длина звена 4
к = Ь е > //(2 sin ^доп)>
где / = /3 - / 3 cos(/?/2 ); в этом случае будет обеспечено соот ношение 1?т ах < 1?доп-
Расстояние между осью вращения кулисы и осью напра вляющей ползуна 5 определяют по формуле
Ь= h ~ //2 .
Применяют и другой вариант двухповодковой группы зве ньев 4ч 5 с двумя поступательными и одной вращательной парами (рис. 13.9, б). Этот вариант лучше предыдущего, по скольку $54 = 0 .
Механизм с вращающейся кулисой. Схема наиболее часто встречающегося варианта такого механизма изображена на рис. 13.9, б'. Исходные данные: длина /1 = кривошипа, ход h ползуна 5 и коэффициент изменения его средней скорости
К v = ^обр/ ^пр ^ 1 •
Прямой ход ползуна 5 совершается при повороте криво шипа 1 на угол </>Пр = 180° + 0 , обратный — при повороте
кривошипа на угол <р0бр = 180° - |
в. Поэтому при и\ = const |
|
к |
h/to6p |
180° + в |
v |
h/tnp |
1 8 0 ° -0 ’ |
откуда
K v - 1
в = 180°
K v + г
Расстояние Ц = 1дс между осями вращения кривошипа 1 и кулисы 3 из ААВ\С определяется формулой
/ б = / i s i n ( i ? / 2 ) ;
обычно для механизмов данного типа 1\/1ь > 2 .
Крайние положения точки Е ползуна (Е\ и Е2 ) соответ ствуют положениям точки В (В\ и В2 ), когда направления кулисы 3 и шатуна 4 совпадают, поэтому длина кривошипа
CD IC D = h/2.
Длина шатуна 4 должна быть такой, чтобы максимальное значение угла давления 3 = 1^54 не превышало допускаемого значения г?доп, поэтому
/4 > Л/(2 sin 1?Доп)-
Удлинять шатун 4 сверх полученного предела не следует, так как это увеличит габаритные размеры всего механизма. Для получения наименьших сил в кулисной паре 2-3 (каменькулиса) желательно выбрать длину кривошипа 1 как можно большей, однако следует учитывать, что при этом возрастают габаритные размеры механизма.
13.7.Построение оптимизационной модели
ивыбор метода оптимизации
Вобщем случае задачу оптимального проектирования можно сформулировать как задачу математического програм мирования. При этом требуется найти вектор оптимальных
значений переменных проектирования x opt = (x°pt, |
■ |
■■■, ®п>*)т>при котором достигается экстремум целевой функ ции Extr F(x, z, с). Чаще всего в качестве экстремума прини мается минимум целевой функции minF(a;,z,c). (Впрочем, за дача поиска экстремума всегда может быть сведена к поиску
Р ис. 13.10
минимума, если учесть, что minF(a:,z,c) = —maxF(x, z ,с). При этом предполагается, что функциональные ограничения gj(x,z,c) < 0 и параметрические ограничения < 0 опре деляют область допустимых значений переменных проектиро вания х Е X.
Тогда оптимизационная модель может быть представлена
вследующем виде:
xopt = ArgExtrl€A'.F(:E,z,c);
9j(,x >z,c) < 0 ; j = 1 )2 ,3 ,..., 77i,
9kix ) < 0; к = 1,2,3,.
dj G A , x — (^1)^2 ) **
В качестве примера рассмотрим построение оптимиза ционной модели восьмизвенного рычажного механизма пресса (рис. 13.10).
Механизмы подобного типа широко применяют как меха низмы прессового оборудования, они требуют достаточно точ ного воспроизведения заданной функции положения выходного звена. Поэтому в качестве основного условия синтеза может быть выбрано условие близости реальной функции положения Sjfoi) к требуемой функции положения. Эту функцию мож но выразить в различной форме. Например, она может быть представлена как среднее квадратичное отклонение реальной функции от требуемой за рабочий цикл механизма, т.е. в виде
^IKOH