Плоские рычажные механизмы. Достоинства и недостатки низших и высших кинематических пар. (, §8, п.1; , §2.2 - 2.3)

Задачи структурного и метрического синтеза. (, §2.5)

Критерий существования кривошипа. (, §11.1)

Критерий положений ведомого звена. (, §11.2)

Критерий максимального угла давления. (, §11.1 – 11.2)

Критерий отношения средних скоростей ведомого звена. (, §11.4)

Метрический синтез сложного механизма. (, §26)

Плоские рычажные механизмы. Достоинства и недостатки низших и высших кинематических пар.

Плоским механизмом называют механизм, все точки которого двигаются в плоскостях, параллельных одной какой-либо плоскости. Такие механизмы нашли широкое распространение и используются во многих машинах, станках и приспособлениях. Звенья механизмов соединяются подвижно, образуя между собой низшие и высшие кинематические пары. Смысл этих понятий подробно изложен в лекции 1 (п.1.3). На рис.3.1,а изображены примеры этих пар, наиболее часто встречающиеся в механизмах. Здесь же (Рис.3.1,б) приведены схемы некоторых плоских механизмов, в состав которых входят низшие и высшие пары.

Механизмы с низшими кинематическими парами Механизмы с высшими кинематическими парами

1 – кривошипно-ползунный механизм; 2 – кривошипно-коромысловый механизм; 3 – кривошипно-кулисный механизм; 4 – механизм с пневмо- или гидроцилиндром; 5 – грузозахватное приспособление клещевого типа; 6 –планетарный механизм редуктора в главной линии привода конвейера; 7 – кулачковый механизм

Низшим и высшим парам присущи определенные достоинства и определенные недостатки. Поэтому вопрос о том, какие пары «лучше» решается в зависимости от конкретных условий задачи.

Рассмотрим, например, низшие пары.

Их достоинства и недостатки обусловлены свойствами низших пар, а, именно, тем, что контакт между элементами пары осуществляется по поверхности 1 .

Отсюда вытекают преимущества низших пар :

1) удельное давление и износ низших пар (вследствие контакта по поверхности) меньше, чем аналогичный показатель у высших;

изготовление элементов пар достаточно простое и точное ;

не требуется дополнительных приспособлений, обеспечивающих замыкание элементов пар (в низших парах - обычно геометрическое замыкание; в высших парах – обычно силовое, т.е. за счет дополнительного прижатия)

В то же время, недостатками низших пар являются следующие:

механизм, созданный на базе низших пар, имеет более сложную структуру , т.е. большее число звеньев и большее число кинематических пар;

большие габаритные размеры механизма;

повышенные затраты на преодоление трения в парах, а, значит, низкий КПД механизма

Высшие кинематические пары, в сравнении с низшими, имеют прямо противоположные свойства, т.е. не обладают преимуществами низших пар, зато лишены их недостатков.

Задачи структурного и метрического синтеза .

Основной задачей структурного синтеза механизма является выбор его принципиальной схемы. Задача осуществляется в 2 этапа:

Создание ряда принципиальных схем механизмов, удовлетворяющих требуемому движению входного и выходного звеньев.

Выбор конкретной схемы, исходя из критериев (мощность привода, компактность, быстродействие, нагруженность кинематических пар, их износ, КПД механизма, стоимость изготовления, срок окупаемости и т.д.)

Удовлетворить требованиям всех критериев одновременно – задача невыполнимая. Поэтому ограничиваются анализом альтернативных схем механизма по критериям, принятым в качестве приоритетных.

В курсовом проекте по ТММ эта часть инженерной работы студентами не выполняется, т.к. принципиальная схема механизма задается по условию.

Алгоритм структурного синтеза механизма проиллюстрируем простым примером.

Пусть поставлена технологическая задача - спроектировать механизм для пошагового перемещения прямоугольных заготовок в проходной нагревательной печи. Данный механизм (Рис.3.2) может применяться в цехах горячей прокатки листа и называется механизмом «безударной» выдачи слябов.

Задача механизма – переместить лежащий в методической печи сляб на приемный рольганг стана горячей прокатки. В качестве машины-двигателя планируется использовать электродвигатель. Поэтому, за входное звено механизма принимаем кривошип, за выходное звено - ползун.

Нарисуем несколько возможных схем механизмов с входным кривошипом и выходным ползуном (Рис.3.3)

Все эти схемы удовлетворяют исходному условию по характеру движения входного и выходного звеньев. Какой же механизм выбрать?

Задачей структурного синтеза является анализ предложенных вариантов механизмов и выбор наиболее удачной схемы, с точки зрения технических и эксплуатационных характеристик. Для данного случая наиболее рациональной является схема 2. Она и получила практическое воплощение в ряде цехов прокатного производства, как структурная схема «Механизма безударной выдачи слябов».

Задачей метрического синтеза (для выбранной принципиальной схемы) является определение длин звеньев механизма, при которых удовлетворяются критерии метрического синтеза (критерий существования кривошипа, критерий положений ведомых звеньев, критерий максимальных углов давления, критерий рационального использования мощности привода и др.).

Рассмотрим суть этих критериев более подробно.

Критерий существования кривошипа.

Кривошипно-коромысловый механизм часто используется как самостоятельный, либо как часть более сложного механизма. Ведущим звеном этого механизма является кривошип, т.е. звено, выполняющее вращательное движение с углом поворота 360. Понятно, что с геометрической точки зрения, это возможно только при определенных соотношениях длин звеньев.

Определим эти соотношения.

Д
ано: Принципиальная схема кривошипно-коромыслового механизма (Рис.3.4). Звено ОА = r – кривошип; звено АВ = l – шатун; звено СВ = R - коромысло; ОС = L – расстояние между неподвижными точками стойки.

Определить: соотношение размеров звеньев механизма, при котором кривошип ОА может выполнить полный оборот.

Эту задачу в литературе иногда называют «условием проворачиваемости» кривошипно-коромыслового механизма или «условием Грасгофа».

Решение.

Рассмотрим механизм ОАВС в крайних положениях (Рис.3.5), когда коромысло ВС временно останавливается, меняя направление движения. При этом СВ л – крайнее левое положение коромысла, СВ п – крайнее правое его положение.

Из Δ ОВ л С

(3.1)

(3.2)

Из Δ ОВ п С

(3.3)

Выполним преобразования:

(3.1)  (r+R) < L+ (3.4)

(3.2)  (r+L) < R+ (3.5)

Из (3.3), (3.4) и (3.5) следует первое условие:

Условие 1 .

В кривошипно-коромысловом механизме сумма длин кривошипа и любого другого звена всегда меньше суммы длин других звеньев .

Продолжим преобразования. Сложим выражения (3.3),(3.4) и (3.5) почленно. Получим:

(3.6)

Условие 2 .

В кривошипно-коромысловом механизме кривошип – самое короткое звено.

Выполнение этих 2-х условий гарантирует проворачиваемость механизма, т.е. возможность поворота кривошипа на 360.

Критерий положений ведомого звена

Смысл критерия заключается в определении соотношений между длинами звеньев, при которых обеспечиваются заданные положения выходных звеньев (в данном случае заданные крайние положения).

Ориентируясь на схемы заданий к курсовому проекту, рассмотрим примеры расчета длин звеньев применительно к кривошипно-коромысловому и коромыслово-ползунному механизмам. Оба механизма являются частями главного исполнительного механизма качающегося конвейера.

Пример 1

Д
ано : Кривошипно-коромысловый механизм (Рис.3.6); выходное звено – коромысло СВ; заданы размеры СВ=R,  л,  п, ОС=L.

Определить : длины звеньев ОА = r, АВ = , обеспечивающие углы  л,  п в крайних положениях коромысла СВ.

Решение .

Рассмотрим механизм в крайних положениях (Рис.3.6).

Применив теорему косинусов, получим:

Сложим почленно (3.7) + (3.8) и решим равенство относительно :

Вычтем почленно (3.8) - (3.7) и решим равенство относительно :

Система 2-х уравнений (3.7) - (3.8) содержит 6 независимых геометрических параметров. Это значит, что можно найти 2 любых параметра, если остальные 4 заданы (причем в любых комбинациях).

Так, например, в курсовом проекте:

задаются - r , L,  л ,  п , а подлежат определению -  , R .

Пример 2

Дано : Коромыслово-ползунный механизм (Рис.3.7); выходное звено – ползун; заданы размеры  л =  п =  , S .

Определить : длину звена СВ = R , обеспечивающую перемещение ползуна на расстояние S .

Решение.

Из рис.3.7 следует:

(3.11)

Заметим, что выражение (3.11) справедливо для произвольного значения  В D .

Критерий максимального угла давления

На рис.3.8 изображена кинематическая пара, образованная шатуном 1 (ведущее звено) и ползуном 2 (ведомое звено).

Угол давления в кинематической паре шатун-ползун – это уголмежду направлением скорости ползунаи направлением силы давления шатуна на ползун. Известно, что (при невесомом шатуне) эта сила давления будет направлена вдоль шатуна (если шатун криволинейный – то по прямой, соединяющей концевые шарниры звена).

У
гол давления имеет большое значение для работоспособности механизма и его КПД. Большие углы давления приводят к повышенной силе трения между ползуном и направляющей стойки. Это влияет на равномерность движения механизма, степень износа подшипников, а иногда приводит к полной остановке механизма вследствие заклинивания.

На рис.3.9 изображен ползун, входящий в кинематические пары с шатуном и стойкой. Силадавления шатуна на ползун, разложена на составляющиеи. Касательная составляющаяобеспечивает перемещение ползуна вдоль стойки и совершает положительную работу, т.е. является полезной движущей силой. Нормальная составляющая, направленная перпендикулярно, работу по перемещению ползуна не совершает. Напротив, именно эта сила нормального давления определяет величину силы трения между ползуном и стойкой.

Действительно, из условия равновесия сил в направлении нормали к направляющей получаем нормальную реакцию стойки = -. Далее, на основании закона Кулона, имеем. А отсюда следует, что с увеличениемвозрастает, а вместе с ней и
.

Следует иметь ввиду, что угол давления - не постоянная величина, а изменяется в зависимости от положений механизма.

Угол давления можно уменьшить, если увеличить размеры соответствующих звеньев механизма. При этом габаритные размеры самого механизма увеличиваются, что не всегда приемлемо.

Таким образом, оптимальным вариантом метрического синтеза является тот, когда угол давления в наиболее неблагоприятных положениях механизма достигает максимально допустимого значения, но не превышает его. При создании новых механизмов максимальный угол давления в паре шатун-ползун рекомендуется принимать равным  max = 3040.

Покажем на примере, как определяется длина звена по критерию «угол давления».

Пример .

На рис.3.10 изображен кривошипно-ползунный механизм с направляющей, смещенной относительно центра вращения кривошипа на величину эксцентриситета - е * . Заданы длина кривошипа ОА и максимальный угол давления в паре шатун-ползун - max .

Дано : ОА=r, max , е * .

Определить : длину шатуна, из условия, что при полном обороте кривошипа угол давленияне превысит max .

Решение .

Рассмотрим изменение угла давления в паре шатун-ползун при прямом и обратном движении ползуна. На рисунке сделаны обозначения:

- угол давления при прямом ходе;

- угол давления при обратном ходе.

Из геометрии следует:

(3.12)
(3.13)

Анализируя (3.12) и (3.13) , находим положения механизма, при которых значения углов давления максимальны:

и
при
(т.е. ОА - вертикально).

(3.14)
(3.15)

Учитывая, что
принимаем

Поэтому окончательно:
(3.16)

Критерий отношения средних скоростей ведомого звена

Иногда при проектировании механизмов бывает важно, чтобы выходное звено на рабочем и на холостом ходу двигалось с различными средними скоростями. 1 В этом случае метрический синтез механизма выполняется с учетом коэффициента отношения средних скоростей.

Рассмотрим работу кривошипно-коромыслового механизма (рис. 3.11).

Стрелками на рисунке обозначены:

р.х.– рабочий ход ведомого звена (совершается полезная работа);

х.х. – холостой ход (полезная работа не совершается).

Предположим, что ведущее звено ОА вращается равномерно ( 1 =const).

Из рис. 3.11 видно, что
, т.е.

Коэффициент отношения средних скоростей ведомого звена:

(для реальных механизмов, типаконвейеров  = 1.1 …1.3)

. Это следует из соотношения

Для ведущего звена

Имея требуемое значение , находят угол, после чего на основании рис.3.11 определяют необходимые длины звеньев.

Метрический синтез сложного механизма

Сложным механизмом условно будем называть механизм, в состав которого входят несколько структурных групп.

Пример такого механизма показан на рис.3.12. Структурно он состоит из первичного механизма и двух последовательно присоединенных к нему структурных групп.

Как и в случае простых механизмов, метрический синтез сложного механизма осуществляется с использованием рассмотренных выше или иных критериев. При этом вначале сложный механизм разбивается на более простые механизмы в соответствии с формулой строения. В нашем случае это механизмы ОАВС и СВД.

Метрический синтез сложного механизма выполняют в последовательности:

синтез первого простого механизма;

синтез второго простого механизма;

Для закрепления изложенного материала, рассмотрим последовательность операций по метрическому синтезу механизма качающегося конвейера из курсового проекта по ТММ. Предположим, что принципиальная схема механизма задана и изображена на рис.3.13.

Выделяем простые механизмы: ОАВС и СДЕ.

Используем критерий положений коромысла СВ.

Дано: .

Используем критерий положений ползуна Е.

Дано:
.

Дано:
.

Критерий отношения средних скоростей выходного звена

Дано : крайние положения механизма, угол

 направление вращения ведущего звена.

Вопросы для самоконтроля

Какие механизмы в ТММ называют плоскими?

Нарисуйте несколько принципиальных схем плоских механизмов. Покажите низшие и высшие кинематические пары, использованные в них.

Укажите достоинства и недостатки низших и высших кинематических пар.

Объясните смысл задачи структурного синтеза механизма. Что при этом задается, а что подлежит определению?

Объясните смысл задачи метрического синтеза механизма. Что при этом задается, а что подлежит определению?

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской федерации

Бузулукский гуманитарно-технологический институт (филиал)

государственного образовательного учреждения

высшего профессионального образования

«Оренбургский Государственный Университет»

Факультет заочного обучения

Кафедра общей инженерии

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Теория машин и механизмов»

Анализ и синтез механизмов

Пояснительная записка

Конопля Т.Г.

Исполнитель

студент группы з09ААХт2

Ханин С.А.

2011 г.

Бузулук - 2011 г.

1. Структурное и кинематическое исследование плоско-рычажного механизма

1.1 Структурный анализ механизма

1.2 Кинематический анализ механизма

2. Силовой анализ плоско-рычажного механизма

2.1 Определение внешних сил

2.2 Определение внутренних сил

3. Синтез зубчатого механизма

3.1 Геометрический синтез зубчатого зацепления

3.2 Определение размеров внешнего зубчатого зацепления

3.3 Построение элементов зубчатого зацепления

3.4 Определение качественных показателей зацепления

3.5 Определение коэффициентов относительного скольжения

3.6 Синтез редуктора с планетарной передачей

3.7 Аналитическое определение частот вращения

3.8 Построение картины скоростей

3.9 Построение плана частот вращения

4. Синтез кулачкового механизма

4.1 Построение кинематических диаграмм движения выходного звена

4.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

4.3 Построение профиля кулачка

Список использованных источников

1. Структурное и кинематическое исследование плоско-рычажного механизма

1.1 Структурный анализ механизма

Наименование звеньев и их количество

Дана структурная схема механизма. Механизм предназначен для преобразования вращательного движения кривошипа 1 в возвратно-поступательное движение ползуна 5.

Для данного кривошипно-ползунного механизма (изображенного на 1 листе графического задания), наименование звеньев и их количество приведено в таблице 1.

Таблица 1 - Наименование звеньев и их количество

Кинематические пары и их классификации

Для данного кривошипно-ползунного механизма кинематические пары и их классификации приведены в таблице 2.

Таблица 2 - Кинематические пары и их классификации

Обозначение КП	Звенья составляющие КП	Вид движения	Подвижные КП (класс)	Высшая или низшая
		вращательное
		вращательное
		вращательное
		вращательное
		вращательное
		вращательное
		поступательное

Всего звеньев 6 из них подвижных n=5

Степень подвижности механизма

Число степеней свободы (степень подвижности) кривошипно-ползунного механизма определяется по формуле П.Л. Чебышева:

где n - число подвижных звеньев механизма;

P1 - число одноподвижных кинематических пар.

Т.к. W=1 механизм имеет одно ведущее звено и это звено №1.

Разложение механизма на структурные группы (группы Ассура)

Проведенное разложение кривошипно-ползунного механизма на структурные группы (группы Ассура) приведено в таблице 3.

Таблица 3 - Разложение механизма на структурные группы (группы Ассура)

Размещено на http://www.allbest.ru/

CРазмещено на http://www.allbest.ru/

Структурная формула механизма (порядок сборки)

К механизму 1 класса, 1 вида состоящего из звеньев 0 и 1 присоединена группа Ассура II класса, 2 порядка, 1 модификации состоящая из звеньев 2 и 3. К этой группе присоединена группа Ассура II класса, 2 порядка, 2 модификации состоящая из звеньев 4 и 5.

1.2 Кинематический анализ механизма

Цель: определение положения звеньев и траектории движения их точек, определение скоростей и ускорений точек звеньев, а также определение угловых скоростей и угловых ускорений звеньев по заданному закону движения ведущего звена.

Графический метод кинематического анализа

Заключается в построении графиков перемещении, скорости и ускорения последнего звена механизма в функции от времени (построение кинематических диаграмм) и определение их истинных значений.

Построение планов положения механизма

Кинематический анализ начинаем с построения плана положения механизма. Для этого должны быть известны:

1) размеры звеньев механизма, м;

2) величина и направление угловой скорости ведущего звена.

Размеры звеньев механизма равны:

Выбираем масштабный коэффициент длины:

Нулевым положением является крайнее левое положение ползуна 5 - начало преодоления силы F п.с.

Построенный план положения механизма представлен на листе №1 графической части курсового проекта.

Длина отрезков, изображающих звенья механизма на чертеже, будут равны:

Построение диаграммы перемещений

Диаграмма перемещений пятого звена является графическим изображением закона его движения.

Проводим оси координат (графическая часть, лист №1). По оси абсцисс откладываем отрезок, представляющий собой в масштабе время Т(с) одного периода (время одного полного оборота выходного звена):

Масштабный коэффициент времени:

Откладываем перемещение выходного звена по оси ординат, принимаем за нулевое - крайнее нижнее положение ползуна. Масштабный коэффициент будет равен:

Построенная диаграмма представлена на листе №1 графической части курсового проекта.

Построение диаграммы скорости

Построение диаграммы скорости осуществляется методом графического дифференцирования диаграммы угла поворота (методом хорд).

Н1=40мм - расстояние до полюса графического дифференцирования (Р1).

Масштабный коэффициент диаграммы угловой скорости:

Построенная диаграмма скорости представлена на листе №1 графической части курсового проекта.

Построение диаграммы ускорения

Построение диаграммы ускорения осуществляется методом графического дифференцирования диаграммы угловой скорости.

Н2=30мм - расстояние до полюса графического дифференцирования (Р2).

Масштабный коэффициент диаграммы углового ускорения:

Построенная диаграмма ускорения представлена на листе №1 графической части курсового проекта.

Истинные значения перемещения, скорости и ускорения приведены в таблице 4.

Таблица 4 - Истинные значения перемещения, скорости и ускорения

№ положения		v , м/с	a , м/с2

Графоаналитический метод кинематического анализа

Построение плана скорости

Исходные данные:

Угловая скорость ведущего звена

1. Абсолютная скорость точки А1 на конце ведущего звена 1

2. Масштабный коэффициент:

Длинна вектора скорости точки А1:

Скорость средней точки первой группы Ассура - точки В, определяем через скорости крайних точек этой группы А и О2.

Скорость точки В относительно точки А:

Скорость точки В относительно точки О2:

Отрезок представляет собой вектор скорости точки B, решаем графически.

4. Скорость средней точки второй группы Ассура С4 определяем через скорости крайних точек этой группы В и О3.

Скорость точки С4 относительно точки В:

Скорость точки С4 относительно точки О3:

Отрезок представляет собой вектор скорости точки С4, решаем графически.

Скорости центров тяжести весомых звеньев определяем из соотношения подобия.

5. Пользуясь планом скорости, определяем истинные (абсолютные) значения скоростей точек механизма:

6. Определяем абсолютные величины угловых скоростей звеньев:

Построение плана ускорения

Исходные данные:

1. Кинематическая схема механизма (1 лист)

2. Угловая скорость ведущего звена

3. План скоростей для заданного положения.

1. Абсолютное ускорение точки А на конце ведущего звена:

Масштабный коэффициент:

Длина вектора ускорения точки А1:

2. Ускорение средней точки первой группы Ассура - точки В определяем через ускорения крайних точек этой группы А и О2.

Ускорение точки В относительно точки А:

Ускорение точки В относительно точки О2:

Решаем графически.

3. Ускорение средней точки второй группы Ассура - точки С4 определяем через ускорения крайних точек этой группы В и О3, причем точка С4 принадлежит звену 4 и совпадает с точкой С5.

Ускорение точки С4 относительно точки В:

Ускорение точки С4 относительно точки О3:

Решаем графически.

Ускорения центров тяжести весомых звеньев определяем из соотношения подобия.

6. Пользуясь планом ускорений, определяем истинные (абсолютные) значения ускорений точек механизма:

7. Определяем абсолютные величины угловых ускорений звеньев:

На этом кинематическое исследование кривошипно-ползунного механизма завершено.

2 . Силовой анализ плоско-рычажного механизма

2.1 Определение внешних сил

К звену 5 приложена сила полезного сопротивления FПС, но при заданном положении она не действует, так же к звену приложена сила линейного сопротивления FЛС (сопротивление движению или сила трения), ее направление противоположно направлению движения.

Исходные данные:

Определяем силы веса по формуле:

(Принимаем g=10 м/с2 - ускорение свободного падения)

Определяем силы инерции по формуле:

Определяем моменты пар сил инерции по формуле:

Определяем плечи переноса сил по формуле:

Направление внешних сил проставлено на кинематической схеме механизма (лист №1 графической части курсового проекта)

2.2 Определение внутренних сил

Вторая группа Ассура

Структурная группа 2 класса, 2порядка, 2 модификации.

Изображаем эту группу отдельно. Действие отброшенных звеньев 3 и 0 заменяем силами реакций и.

В точке О3 на звено 5 действует сила реакции со стороны стойки - , которая перпендикулярна СО3, но неизвестна по модулю и направлению.

В точке В на звено 4 действует сила реакции со стороны звена 3 - . Т. к. эта сила неизвестна по модулю и направлению, раскладываем её на нормальную и тангенсальную. Для определения тангенсальной силы, составляем сумму моментов относительно точки С, для 4 и 5 звена.

Векторное уравнение сил, действующих на звенья 4 и 5:

В уравнении отсутствует сила полезного сопротивления, т.к. при заданном положении она не действует.

Вектора сил будут равны:

Из плана сил находим:

Первая группа Ассура

Структурная группа 2 класса, 2порядка, 1 модификации.

Изображаем эту группу отдельно. Действие отброшенных звеньев заменяем силами реакций.

В точке В на звено 3 действует сила реакции со стороны звена 4 - , которая равна по модулю и противоположно направлена найденной ранее силе, т.е. .

В точке О2 на звено 3 действует сила реакции со стороны стойки - , которая известна по точке приложения и неизвестна по модулю и направлению, раскладываем её на нормальную и тангенсальную. Для определения силы, составляем сумму моментов относительно точки В для третьего звена.

При расчете величина получилась со знаком (+), т. е. Направление силы выбрано верно.

В точке А на звено 2 действует сила реакции со стороны звена 1 - .

Линия действия этой силы неизвестна, поэтому раскладываем её на нормальную и тангенсальную. Величину находим из уравнения моментов сил относительно точки В на звено 2.

При расчете величина получилась со знаком (+), т. е. Направление силы выбрано верно.

Векторное уравнение сил, действующих на звенья 2 и 3:

Это векторное уравнение решаем графически, т.е. строим план сил.

Принимаем масштабный коэффициент:

Вектора сил будут равны:

Из плана сил находим:

Определение уравновешивающей силы

Изображаем ведущее звено и прикладываем к нему все действующие силы. Действие отброшенных звеньев заменяем силами реакций.

В точке А на звено 1 действует сила реакции со стороны звена 2 -, которая равна по величине и противоположна по направлению найденной ранее силе реакции, т.е. .

В точке О1 на звено 1 действует сила со стороны звена 0 - , которую необходимо определить.

Т. к. силу тяжести первого звена не учитываем:

Для уравновешивания звена 1 в точках А и О1 прикладываем уравновешивающие силы - перпендикулярно звену.

Сумма моментов относительно точки О1:

Знак - положительный, следовательно, направление силы выбрано, верно.

Уравновешивающий момент:

Построенный силовой анализ кривошипно-ползунного механизма изображен на листе №1 графической части курсового проекта.

Определение уравновешивающей силы методом Н. Е. Жуковского.

Для определения уравновешивающей силы методом Н. Е. Жуковского строим повернутый в любую сторону план скоростей. Силы, действующие на звенья механизма, переносим в соответствующие точки рычага Жуковского без изменения их направления. рычажной механизм зубчатый скольжение

Плечи переноса сил на рычаге находим из свойства подобия:

Направление плеча переноса от точки S2 в сторону точки А.

Направление плеча переноса от точки S3 в сторону точки В.

Направление плеча переноса от точки S4 в сторону точки С.

Уравнение моментов сил, действующих на рычаг относительно полюса:

Уравновешивающий момент:

Определение погрешности.

Сравниваем полученные значения уравновешивающего момента, используя формулу:

Допустимые значения погрешности менее 3% следовательно, расчеты произведены верно.

На этом силовой анализ кривошипно-ползунного механизма закончен.

3 . Синтез зубчатого механизма

3.1 Геометрический синтез зубчатого зацепления

Задачей геометрического синтеза зубчатого зацепления является определение его геометрических размеров и качественных характеристик (коэффициентов перекрытия, относительного скольжения и удельного давления), зависящих от геометрии зацепления.

3.2 Определение размеров внешнего зубчатого зацепления

Исходные данные:

Z4 = 12 - число зубьев шестерни,

Z5 = 30 - число зубьев колеса,

m2 = 10 - модуль зацепления.

Шаг зацепления по делительной окружности

3,14159 · 10 = 31,41593 мм

Радиусы делительных окружностей

10 · 12 / 2 = 60 мм

10 · 30 / 2 = 150 мм

Радиусы основных окружностей

60 · Соs20o = 60 · 0,939693 = 56,38156 мм

150 · Соs20o = 150 · 0,939693 = 140,95391 мм

Коэффициенты смещения

Х1 - принимаем равным 0,73 т.к. Z4 =12

Х2 - принимаем равным 0,488 т.к. Z5 =30

Коэффициенты смещения выбраны с помощью таблиц Кудрявцева.

0,73 + 0,488 = 1,218

Толщина зуба по делительной окружности

31,41593 / 2 + 2 · 0,73 · 10 · 0,36397 = 21,02192 мм

31,41593 / 2 + 2 · 0,488 · 10 · 0,36397 = 19,26031 мм

Угол зацепления

Для определения угла зацепления вычисляем:

1000 · 1,218 / (12 + 30) = 29

С помощью номограммы Кудрявцева принимаем =26о29"=26,48о

Межосевое расстояние

(10·42/2) · Соs20o / Cos26,48o=210·0,939693 / 0,89509 = 220,46446 мм

Коэффициент воспринимаемого смещения

(42 / 2) · (0,939693 / 0,89509 - 1) = 21 · 0,04983 = 1,04645

Коэффициент уравнительного смещения

1,218 - 1,04645 = 0,17155

Радиусы окружностей впадин

10 · (12 / 2 - 1 - 0,25 + 0,73) = 54,8 мм

10 · (30 / 2 - 1 - 0,25 + 0,488) = 142,38 мм

Радиусы окружностей головок

10 · (12 / 2 + 1 + 0,73 - 0,17155) =75,5845мм

10 · (30 / 2 + 1 + 0,488 - 0,17155) =163,1645мм

Радиусы начальных окружностей

56 · 0,939693 / 0,89509 = 62,98984мм

150 · 0,939693 / 0,89509 = 157,47461мм

Глубина захода зубьев

(2 · 1 - 0,17155) · 10 = 18,2845 мм

Высота зуба

18,2845 + 0,25 · 10 = 20,7845 мм

Проверка:

62,98984 + 157,47461 = 220,46445

условие выполнено

220,46446 - (54,8 + 163,1645) = 0,25 · 10

220,46446 - 217,9645 = 2,5

условие выполнено

220,46446 - (134,176 + 75,5845) = 0,25 · 10

220,46446 - 217,9645 = 2,5

условие выполнено

220,46446 - (60 + 150) = 1,04645 · 10

220,46446 - 210 = 10,4645

условие выполнено

3.3 Построение элементов зубчатого зацепления

Принимаем масштаб построения:0,0004 = 0,4

На линии центров колес от линии W откладываем радиусы начальных окружностей (и), строим их так, чтобы точка W являлась их точкой касания.

Проводим основные окружности (и), линию зацепления n - n касательно к основным окружностям и линию t - t, касательно к начальным окружностям через точку W. Под углами W к межосевой линии проводим радиусы и и отмечаем точки А, В теоретической линии зацепления.

Строим эвольвенты, которые описывает точка W прямой АВ при перекатывании её по основным окружностям. При построении первой эвольвенты делим отрезок AW на четыре равные части. На линии зацепления n - n откладываем примерно 7 таких частей. Также 7 частей откладываем на основной окружности от точек А и В в разные стороны. Из полученных точек на основной окружности проводим радиусы с центром О1 и перпендикуляры к радиусам. На построенных перпендикулярах откладываем соответственное количество частей, равных четверти расстояния AW. Соединив полученные точки плавной кривой получаем эвольвенту для первого колеса. Аналогично строим эвольвенту для второго зубчатого колеса.

Строим окружности головок обоих колес (и).

Строим окружности впадин обоих колес (и).

Из точки пересечения эвольвенты первого колеса с делительной окружностью этого колеса откладываем половину толщины зуба 0,5 S1 по делительной окружности. Соединив полученную точку с центром колеса О1 получаем ось симметрии зуба. На расстоянии шага по делительной окружности строим еще два зуба. Аналогично строим зубья второго колеса.

Определяем активную часть линии зацепления (отрезок ав).

Строим рабочие участки профилей зубьев. Для этого из центра О1 проводим дугу радиуса О1а до пересечения с профилем зуба. Рабочим участком зуба является участок от полученной точки до конца зуба. Те же действия производим с зубом второго колеса, проведя окружность О2в из центра О2.

Строим дуги зацепления, для этого через крайние точки рабочего участка профиля зуба проводим нормали к этому профилю (касательные к основной окружности) и находим точки пересечения этих нормалей с начальной окружностью. Полученные точки ограничивают дугу зацепления. Произведя построения для обоих колес получаем точки а/, в/, а// и в//.

3.4 Определение качественных показателей зацепления

Аналитический коэффициент перекрытия определяем по формуле:

(v(75,58452 - 56,381562) + v(163,16452 - 140,953912) - 220,46446 · Sin 26,48o) / 3,14 · 10 · Cos20о = 1,1593

Графический коэффициент перекрытия определяем по формуле:

34,22 / 3,14 · 10 · 0,939693 = 1,15930

ав = ав * µ = 85,56 0,4 = 34,22мм

Длина активного участка.

Определение процента расхождения:

(1,15930 - 1,1593) / 1,1593 · 100% = -0,00021%

3.5 Определение коэффициентов относительного скольжения

Коэффициенты относительного скольжения определяем по формулам:

где = АВ = 245,76мм - длина теоретической линии зацепления,

Х - расстояние от точки А отсчитываемое в направлении к точке В.

Пользуясь формулами, составляем таблицу 5. Для этого подсчитываем ряд значений и, изменяя Х в границах от 0 до.

Таблица 5 - Коэффициенты скольжения

Из таблицы строим диаграммы в прямоугольной системе координат.

3 .6 Синтез редуктора с планетарной передачей

Входное звено - Водило Н:

Определить:

Определяем общее передаточное отношение редуктора:

Определяем передаточное отношение передачи z4 - z5:

Определяем передаточное отношение планетарной части редуктора:

Определяем передаточное отношение при неподвижном водиле:

Принимаем: , тогда

допустимое значение

Определяем соотношение чисел зубьев z1 - z2:

Принимаем К=2;3;4;5. Берем К=3

Определяем числа зубьев шестерен.

Проверка условий:

1. Соосность:

Условие выполнено;

2. Сборка:

Условие выполнено;

3. Соседство:

Условие выполнено;

4. Передаточное отношение:

Условие выполнено.

3 .7 Аналитическое определение частот вращения

3 .8 Построение картины скоростей

Определяем радиусы делительных окружностей шестерен:

Определение скорости ведущего колеса:

Выбираем отрезок Р12V12 = 100 мм, при этом µV = 34,32/100 = 0,3432 м/мм.с.

Зная скорость центра водила, равную нулю, и найденную скорость точки строим закономерность скоростей для ведущего звена.

На звене 2,2/ известными точками являются рассмотренная ранее скорость центров колес на водиле и точки касания 1-й и 2-й шестерни равная нулю. Соединив эти точки, получим линию 1,2.

Проецируя скорость точки касания 2/-й и 3-й шестерни на линию 1,2, получаем точку 3. Соединив полученную точку с полюсом, получаем линию 3,4.

Проецируем точку касания 4-й и 5-й шестерни на линию 3,4. найденную точку соединяем с центром 5-й шестерни.

3 .9 Построение плана частот вращения

На произвольном расстоянии «Н» от горизонтальной линии выбираем полюс «Р». Через полюс проводим линии параллельные линиям на плане скоростей, которые отсекут отрезки, пропорциональные частотам вращений.

Масштаб плана частот вращения

Расхождения графического и аналитического определения частот вращения составляет менее 3% следовательно, расчеты произведены верно.

4 . Синтез кулачкового механизма

4 .1 Построение кинематических ди аграмм движения выходного звена

Исходные данные

Тип: кулачковый механизм с плоским толкателем.

Ход толкателя: h=35мм

Угол подъема: п=110о

Угол верхнего выстоя: пвв=70о

Угол опускания: о=90о

Определение амплитуды ускорения

Безразмерный коэффициент ускорения.

Определение амплитуды скорости

где: - фазовые углы подъема и опускания, рад;

Безразмерный коэффициент скорости.

Масштабный коэффициент

где: - длинна отрезка соответствующая полному обороту кулачка.

4.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

Определение минимального радиуса кулачка.

Строим диаграмму зависимости перемещения толкателя от его ускорения. К диаграмме с отрицательными абсциссами проводим касательную под углом 45о.

Расстояние между началом координат и точкой пересечения касательной с осью ординат определяет величину rmin. Искомый начальный радиус кулачка определяем по формуле:

где: - определяем из соотношения

принимаем =13,05мм

4.3 Построение профиля кулачка

Строим окружность радиусом r и в направлении противоположном вращению кулачка и разбиваем полученную окружность на дуги, соответствующие фазовым углам. Первую из этих дуг, разбиваем на 12 равных частей, обозначая точки деления 1,2,3….12, дугу соответствующую фазе опускания делим на 12 равных частей, обозначая точки 13,14,15….25.

По линии действия толкателя от окружности откладываем отрезки с диаграммы перемещений. От полученных точек перпендикулярно отрезкам откладываем значения скорости для каждого положения соответственно, причем на фазе подъема по направлению вращения кулачка, а на фазе опускания - против.

Через полученные точки проводим плавную линию, которая даст конструктивный профиль.

На этом работа над курсовым проектом завершена.

Список использованных источников

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. - М.: «Наука», 1975г.

2. Кореняко А.С. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. - Киев: «Высшая школа», 1970г.

3. Фролов К.В. Теория механизмов и машин. - М.: «Высшая школа», 1987г.

4. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. - М.: «Высшая школа», 1986г.

5. Методические указания по теме Курсовое проектирование по теории механизмов и машин.

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

Синтез и расчёт кулисного механизма, построение и расчёт зубчатого зацепления и кулачкового механизма. Силовой анализ рычажного механизма. Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора. Масштабный коэффициент времени и ускорения.

курсовая работа , добавлен 30.08.2010


Структурное и кинематическое исследование механизма: описание схемы; построение планов скоростей. Определение реакций в кинематических парах; силовой расчет ведущего звена методом Н.Е. Жуковского. Синтез зубчатого зацепления и кулачкового механизма.

курсовая работа , добавлен 09.05.2011


Синтез и анализ стержневого и зубчатого механизмов. Кинематическое исследование стержневого механизма, его силовой анализ для заданного положения. Синтез зубчатого зацепления и редуктора. Проверка качества зубьев. Построение эвольвентного зацепления.

курсовая работа , добавлен 07.07.2013


Кинематическое исследование рычажного механизма. Силы реакции и моменты сил инерции с использованием Метода Бруевича. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи. Синтез кулачкового механизма с вращательным движением и зубчатого редуктора.

курсовая работа , добавлен 10.01.2011


Проектирование зубчатого, кулачкового и рычажного механизмов поперечно-строгального станка. Синтез кривошипно-кулисного механизма и трехступенчатого редуктора с планетарной передачей; построение диаграмм перемещения; алгоритм определения размеров кулачка.

курсовая работа , добавлен 14.01.2013


Структурный и силовой анализ рычажного механизма, его динамический синтез, планы положения и скоростей. Кинематическая схема планетарного редуктора, расчет и построение эвольвентного зацепления. Синтез кулачкового механизма, построение его профиля.

курсовая работа , добавлен 27.09.2011


Синтез кулачкового механизма и построение его профиля. Кинематический синтез рычажного механизма и его силовой расчет методом планов сил, определение уравновешивающего момента. Динамический анализ и синтез машинного агрегата. Синтез зубчатых механизмов.

курсовая работа , добавлен 15.06.2014


Кинематический анализ механизма. Построение планов скоростей и ускорений. Определение сил и моментов инерции. Силовой анализ группы Асура. Проектирование зубчатой передачи внешнего зацепления. Синтез планетарного редуктора. Построение графика скольжения.

курсовая работа , добавлен 13.12.2014


Постановка задач проекта. Синтез кинематической схемы механизма. Синтез рычажного механизма. Синтез кулачкового механизма. Синтез зубчатого механизма. Кинематический анализ механизма. Динамический анализ механизма. Оптимизация параметров механизма.

курсовая работа , добавлен 01.09.2010


Структурное исследование плоского механизма и выполнение анализа кинематических пар. Разделение механизма на структурные группы Ассура. Масштаб построения плана скоростей. Определение кориолисова ускорения. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления.

Теория машин и механизмов (ТММ) изучает преобразование механического движения в машинах и механизмах. ТММ - это наука, изучающая структуру, кинематику и динамику механизмов независимо от их конкретного назначения. В этом курсе решаются задачи анализа и синтеза машин и механизмов.

Классификация машин и механизмов

Машина - это устройство, выполняющие механическое движение для преобразования материалов, энергии и перемещения тел в пространстве. Цель создания машин: облегчение физического труда и повышение его производительности.

Машины делятся на технологические, энергетические и транспортные.

Дать функциональное назначение и примеры видов машин.

Механизм - это устройство, преобразующее механическое движение одного или нескольких твердых тел в требуемое движение другого тела.

Механизмы делятся на 5 основных видов: рычажные, кулачковые, фрикционные, зубчатые и с гибкой связью.

Рычажные преобразуют вращательное движение ведущего звена в возвратно-поступательное или возвратно-вращательное движение ведомого звена. Наиболее распространены кривошипно-шатунные и кривошипно-кулисные механизмы.

Кулачковые предназначены для преобразования вращательного или возвратно-поступательного движения ведущего звена в возвратно-поступательное или возвратно-вращательное движение ведомого звена, с остановкой последнего определенной продолжительности. Находят широкое применение в приборах и машинах-автоматах.

Фрикционные передают вращение за счет сил трения в местах контакта звеньев. Силовое замыкание. Вариаторы.

Зубчатые передают вращение за счет зацепления зубьев.

Передачи с гибкой связью (ременные, цепные) служат для передачи движения на большие расстояния.

Кинематические пары и цепи

Твердые тела, входящие в состав механизма и обладающие относительной подвижностью называются звеньями. Неподвижное звено называется стойкой. Два соединенных и обладающих относительной подвижностью звена образуют кинематическую пару (КП). КП ограничивает движение звеньев, то есть накладывает связи на относительные движения звеньев, превращая свободное тело в механизм с определенной степенью свободы.

В зависимости от числа связей КП делятся на классы. Класс пары совпадает с числом наложенных парой связей. Размещают пары с первого по пятый класс. Привести с плаката примеры КП каждого класса. В современных механизмах применяются в основном КП III, IV и V классов.

Если не учитывать деформации, то звенья пары соприкасаются по поверхности (низшие пары) или по точке или линии (высшие пары). Низшие пары могут передавать большие нагрузки.

Связанную систему звеньев, образующих КП, называют кинематической цепью (КЦ). Они делятся на открытые и закрытые, плоские и пространственные.

Число степеней свободы относительно одного из звеньев называют степенью ее подвижности ().

Для определения степени подвижности необходимо посчитать число степеней свободы всех звеньев, полагая их несвязанными между собой и вычесть число связей, наложенных на звенья КП

n - число подвижных звеньев; к - класс КП; Р к - число КП класса к.

У плоского механизма звено обладает 3 степенями свободы. Пары I, II, III класса не могут иметь места, а пары IV и V классов накладывают одну и две связи, соответственно. Отсюда получаем формулу Чебышева

Структурная классификация плоских механизмов

Звенья, к которым приложены силы, приводящие механизм в движение, называют ведущими. Их число равно.

По классификации Ассура ведущее звено и стойка образуют начальный механизм I класса (рис. 1, а, б).

Более сложные механизмы могут быть получены присоединением к начальному механизму структурных групп Ассура.

Группой Ассура называют кинематическую цепь, получающую нулевую подвижность после присоединения ее к стойке. Ограничиваясь рассмотрением групп, содержащих только пары V класса, имеем из (1)

Отсюда: число звеньев должно быть четным. Очевидно введение одной или нескольких групп Ассура в механизм не изменяет его подвижности.

Рисунок 1. Ведущие звенья (а,б) и группы Асура

Структурную группу с n=2 и P 5 =3 называют группой II класса 2 порядка (диада) (рис. 1, в, г).

Присоединением диады ВВВ к начальному звену (кривошипу) получаем 4-х звенник, а присоединением диады ВВП - кривошипно-ползунный механизм. Показать эти механизмы.

Кинематическая цепь, состоящая из n=4 и P 5 =6 может дать структурную группу III класса 3 порядка (триада), либо группу IV класса 2 порядка (рис. 1, д, е).

Класс группы определяется наивысшим по классу замкнутым контуром входящим в ее состав. Класс контура при этом соответствует числу внутренних для группы КП.

Порядок группы соответствует числу свободных КП, с помощью которых она присоединяется к начальному звену, стойке или другим группам.

Разложение КЦ механизма на группы Ассура и начальные звенья называется структурным анализом. Схема механизма, где указаны стойка, подвижные звенья и КП называется структурной схемой.

Структурный синтез механизма

Он заключается в выборе структурной схемы механизма. Для этого имеется атлас групп Ассура. Присоединяя их к начальному механизму, получаем различные механизмы. При выборе структурной схемы конструктор руководствуется комплексом требований к механизму: технологических, геометрических, конструктивных и других. Главное среди них - воспроизведение заданного движения исполнительного органа с заданной степенью точности. При структурном синтезе важна не точность, а принципиальная возможность воспроизведения заданного закона движения. Для обоснованного выбора структурной схемы надо знать функциональные возможности различных структурных схем. Надо стремиться выбрать механизм с возможно меньшим числом звеньев. Чаще всего структурный синтез основывается на опыте и интуиции проектировщика.

Имеют одни и те же методы исследования независимо от области их применения или функционального назначения.

Необходимо знать, что представляет собой структурная группа (группа Ассура), как определяется ее класс, порядок, вид. Желательно запомнить таблицу, показывающую сочетание звеньев и кинематических пар пятого класса в группе:

n группы	2	4	6	8	…
P 5 группы	3	6	9	12	…

Решение задачи начинается с определения числа степеней свободы кинематической цепи , положенной в основу данного механизма. В соответствии с числом степеней свободы назначается число начальных звеньев (или входных звеньев), после чего цепь становится механизмом .

После присоединения каждой группы Ассура должен получаться промежуточный механизм , с тем же числом степеней свободы, что и заданный. После присоединения последней группы должен получиться первоначально заданный механизм.

Обратите внимание на то, что класс механизма (а значит и методы его решения) определяются не только схемой механизма, но и тем, какое звено принято в качестве входного. При одной и той же схеме, но при разных входных звеньях, могут получаться разные по классу механизмы, а, значит, и методы их исследования будут различны.

Необходимо отметить также, что наличие в схеме механизма замкнутых контуров не определяет класс механизма, т.к. при разбивке на группы Ассура эти контуры могут распадаться. Но если какой-то контур сохранился в группе Ассура, то он определяет класс этой группы, и через класс группы – класс механизма.

В механизмах могут встретиться двойные и более сложные шарниры , поэтому надо быть внимательным при определении числа степеней свободы, а также при разбивке механизма на группы Аcсура.

Надо иметь в виду следующее:

• при одной и той же схеме можно получить разные механизмы с точки зрения методов исследования, если задавать в качестве входных различные звенья;
• из одних и тех же групп Ассура можно составить разные механизмы, с различным функциональным назначением;
• структурная группа (группа Ассура) обладает одними и теми же свойствами и методами исследования независимо от того, в каком механизме она находится. Это очень важное свойство позволяет разрабатывать методы исследования только для групп Ассура, а не для каждого механизма из их огромного количества;
• рассматриваемая структурная классификация применима не только для анализа существующих механизмов, но и для целенаправленного синтеза механизмов с предсказуемыми свойствами (путем присоединения к начальному или к начальным механизмам групп Ассура и дальнейшего их наслоения).

При наличии у механизма двух степеней свободы необходимо задать два начальных звена.

Если механизм имеет высшие кинематические пары IV класса, то прежде, чем разбивать механизм на структурные группы, надо произвести замену высших пар цепями с низшими парами , т.к. в группы Ассура входят только пары V класса.

Для последующего анализа целесообразно сравнить число степеней свободы заданного механизма и механизма, полученного после замены высших пар.

В механизме могут встретиться лишние степени свободы. Формула для определения числа степеней свободы дает правильный результат для общего случая, но в частном случае, при определенных размерах звеньев, фактическое число степеней свободы может отличаться от определенного по формуле.

Обычно наличие круглого ролика дает лишнюю степень свободы (его вращение вокруг собственной оси дает механизму дополнительную степень свободы, но это движение не влияет на характер работы остальных звеньев и всего механизма в целом). Поэтому число начальных механизмов надо задавать по действующему числу степеней свободы (W действ. =W расчетн. – W лишн.).

При замене высшей пары лишняя степень свободы автоматически исчезает (поэтому после замены высшей пары новое расчетное значение числа степеней свободы будет равно действующему числу степеней свободы). Это удобно для контроля правильности установления наличия или отсутствия лишних степеней свободы.

В некоторых случаях сложно определить класс групп Ассура, а, соответственно, и механизма по кинематической схеме, т.к. некоторые треугольники вырождаются в прямые линии, стороны контуров могут быть представлены ползунами и т.д. В результате довольно сложно определить наличие замкнутого контура в группе и число его сторон. В таком случае удобно воспользоваться построением структурной схемы механизма (или отдельной группы).

Структурная схема вычерчивается без масштаба, все звенья, входящие в три кинематические пары, изображаются в виде жестких треугольников, звенья, входящие в четыре кинематические пары, – в виде жестких четырехугольников и т.д., все ползуны условно заменяются шарнирами. Таким образом, формируется другой механизм с такой же структурой, но с более наглядной для решения данной задачи схемой. Естественно, что при дальнейшем исследовании рассматривается первоначально заданный механизм.

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 1

Тема: Структурный синтез механизмов

Цель занятия: знакомство с элементами структуры механизма, расчетом подвижности, устранением избыточных связей.

Оснащение : методические указания по выполнению практической работы .

Работа рассчитана на 4 академических часа.

1. Общие теоретические сведения.

Для изучения строения механизма используется его структурная схема. Часто эту схему механизма совмещают с его кинематической схемой. Так как основными структурными составляющими механизма являются звенья и образуемые ими кинематические пары, то под структурным анализом понимается анализ самих звеньев, характер их соединения в кинематические пары, возможность проворачиваемости, анализ углов давления. Поэтому в работе даются определения механизма, звеньев, кинематических пар. В связи с выбором способа исследования механизма рассматривается вопрос о его классификации. Приводится классификация, предложенная. При выполнении лабораторной работы используются модели плоских рычажных механизмов, имеющихся на кафедре.

Механизм - это система взаимосвязанных твердых тел с определенными относительными движениями. В теории механизмов упомянутые твердые тела называют звеньями.

Звено - это то, что движется в механизме как одно целое. Оно может состоять из одной детали, но может включать в себя и несколько деталей, жестко связанных между собой.

Основные звенья механизма - это кривошип, ползун, коромысло, шатун, кулиса, камень. Указанные подвижные звенья монтируются на неподвижной стойке.

Кинематическая пара - это подвижное соединение двух звеньев. Кинематические пары классифицируются по ряду признаков - характеру соприкосновения звеньев, виду их относительного движения, относительной подвижности звеньев, по расположению траекторий движения точек звеньев в пространстве.

Для исследования механизма (кинематического, силового) строится его кинематическая схема. Для конкретного механизма - в стандартном машиностроительном масштабе. Элементами кинематической схемы являются звенья: входное, выходное, промежуточные, а также обобщенная координата. Число обобщенных координат и, следовательно, входных звеньев, равно подвижности механизма относительно стойки –W3.

Подвижность плоского механизма определяется по структурной формуле Чебышева (1):

https://pandia.ru/text/78/483/images/image002_46.jpg" width="324" height="28 src="> (2)

В механизме без избыточных связей q ≤ 0 Устранение их достигается изменением подвижности отдельных кинематических пар.

Присоединение структурных групп Ассура к ведущему звену является наиболее удобным методом построения схемы механизма. Группой Ассура называется кинематическая цепь, которая при соединении внешних пар к стойке получает нулевую степень подвижности. Простейшая группа Ассура образуется двумя звеньями, соединенными кинематической парой. Стойка в группу не входит. Группа имеет класс и порядок. Порядок определяется количеством элементов внешних кинематических пар, которыми группа присоединяется к схеме механизма. Класс определяется числом К, которое должно удовлетворять соотношению:

https://pandia.ru/text/78/483/images/image004_45.gif" width="488" height="312 src=">

Рисунок 1- Виды механизмов

Учитывая возможность условного превращения практически любого механизма с высшими парами в рычажный, в дальнейшем наиболее подробно рассматривается именно эти механизмы.

2. Оформление отчета

Отчет должен содержать:

1. Наименование работы.

2. Цель работы.

3. Основные формулы.

4. Решение задачи.

5. Вывод по решенной задаче.

Пример структурного анализа механизма

Выполните структурный анализ рычажного механизма.

Задана кинематическая схема рычажного механизма в стандартном машиностроительном масштабе в определенном углом α положении (рис.2).

Определите количество звеньев и кинематических пар, классифицируйте звенья и кинематические пары, определите степень подвижности механизма по формуле Чебышева, установите класс и порядок механизма. Выявите и устраните избыточные связи.

Последовательность действий:

1. Классифицируйте звенья: 1- кривошип, 2- шатун, 3- коромысло, 4- стойка. Всего 4 звена.

Рисунок 2 - Кинематическая схема механизма

2. Классифицируйте кинематические пары: О, А, В, С – одноподвижные, плоские, вращательные, низшие; 4-кинематические пары.

3. Определите подвижность механизма по формуле:

W3=3(n-1)-(2P1+1P2)=3(4-1)-(2*4+1*0)=1 (4)

4. Установите класс и порядок механизма по Ассуру:

Наметьте и мысленно выделите из схемы ведущую часть - механизм 1 класса (М 1К - звенья 1,4, соединение кривошипа со стойкой, рис.3). Их количество равно подвижности механизма (определена в пункте 3).

Рисунок 3 – Схема механизма

Оставшуюся (ведомую) часть схемы механизма разложите на группы Ассура. (В рассматриваемом примере оставшуюся часть представляют лишь два звена 2,3.)

Первой выделяется группа, наиболее удаленная от механизма 1 класса, простейшая (звенья 2,3, рис.3). В этой группе число звеньев n’=2, а число целых кинематических пар и элементов кинематических пар в сумме Р =3 (В –кинематическая пара, А, С – элементы кинематических пар). При выделении каждой очередной группы подвижность оставшейся части не должна изменяться. Степень подвижности группы Ассура 2-3 равна

https://pandia.ru/text/78/483/images/image008_7.jpg" width="261" height="63 src="> (7)

Всему механизму присваивается класс и порядок наивысший, т. е. - М1К 2П.

5. Выявите и устраните избыточные связи.

Количество избыточных связей в механизме определяется выражением:

https://pandia.ru/text/78/483/images/image010_8.jpg" width="222" height="30 src="> (9)

Устраняем избыточные связи. Заменяем одноподвижную пару А, например, на вращательную двухподвижную (рис.1), а одноподвижную пару В на трехподвижную (сферическую рис.1). Тогда число избыточных связей определится следующим образом: