При анализе структурной схемы механизма было выявлено, что механизм можно разделить на начальные пары (начальные звенья) и структурные группы с нулевой подвижностью:

W = Wo + 0 + 0 + ... + 0.

В соответствии с этим при синтезе используют принцип наслоения структурных групп (групп Ассура) к начальным звеньям и стоике или к ранее присоединенным структурным группам. При этом предполагается, что кинематические функции положения, скорости и ускорения внешних пар поводков структурной группы являются заданными или уже вычисленными на предшествующем этапе синтеза или анализа. Для контура II класса (одно звено с двумя парами) должны выполняться следующие уравнения:

n г = 1;

= p 1 + p 2 + p 3 + p 4 + p 5 = 2;

W г = 6n г – (5p 1 + 4p 2 + 3p 3 + 2p 4 + p 5)= 0.

Возможны варианты решения:

а) одно звено с одноподвижной и точечной парами – p 1 = 1; р 5 = 1. Этому условию отвечают зубчатые передачи с бочкообразной поверхностью зубьев, кулачковые механизмы с заостренным или сферическим башмаком на толкателе, механизмы плунжерных насосов и др. (рис. 2.11, б, в, г, д );

б) одно звено с двухподвижной и четырехподвижной парами – р 2 = 1; р 4 = 1. Этому условию соответствует, например, кулачковый механизм газораспределения, толкатель которого имеет одну сферическую пару с пальцем и линейную высшую пару между башмаком и кулачком (автомобиль «Жигули») (рис. 2.11, е );

в) одно звено с двумя сферическими парами (р 3 = 2) имеет одну местную подвижность (W М = 1) и при присоединении его с начальным звеном образуется ферма (рис. 2.11, а ).

Рис. 2.11. Схемы механизмов, содержащие контур IIкласса

В двухзвенной структурной группе с тремя парами должны выполняться следующие соотношения:

n г = 2;

= p 1 + p 2 + p 3 + p 4 + p 5 = 3;

W г = 12– 5p 1 – 4p 2 – 3p 3 – 2p 4 – p 5 = 0.

Эти условия выполняются для следующих вариантов:

a) p 1 = 2; p 4 = 1 (например, группа ВЛВ с двумя вращательными и одной линейной парой в зубчатой передаче);

б) p 1 = 1; p 2 = 1; p 3 = 1, т.е. группе с одноподвижной (В или П), двухподвижной (П или СП) и трехподвижной (С или Пл) парами.

В трехзвенной группе с четырьмя парами должны выполняться такие условия:

n г = 3;

= p 1 + p 2 + p 3 + p 4 + p 5 = 4;

W г = 18– 5p 1 – 4p 2 – 3p 3 – 2p 4 – p 5 = 0.

Варианты групп ВВВС (p 1 = 3; p 3 = 1) и ВВЦЦ (p 1 = 2 и p 2 = 2) удовлетворяют этим условиям.

Аналогично можно проанализировать синтез механизма с четырьмя звеньями и пятью или шестью кинематическими парами.

Для четырехзвенной группы с пятью парами возможен один вариант: p 1 = 4; p 2 = 1. Для четырехзвенной группы с шестью парами – четыре варианта:

1) p 1 = 3; p 3 = 3;

2) p 1 = 3; p 2 = 1; p 3 =1; p 4 = 1;

3) p 1 = 3; p 2 = 2; p 5 = 1;

4) p 1 = 2; p 3 = 3: p 4 = 1.

Для пятизвенной группы с шестью парами возможен один вариант – с шестью одноподвижными парами. Этот вариант реализуется в виде рычажного механизма, называемого шарнирным семизвенником, так как группа присоединяется внешними парами к начальному звену и стойке.

На рис. 2.12, а –в приведены структурные схемы некоторых механизмов, у которых присоединяемая группа содержит четыре звена и шесть (три вращательные и три сферические) кинематических пар.

Механизмы не содержат избыточных контурных связей (n = 5; p 1 = 4; P 3 =3;W= 1):

q = W – 6n + = 1 – 6∙5 + (5·4 + 3∙3) = 0.

Рис. 2.12. Схемы механизмов без избыточных связей

Условие (q = 0) синтеза основной структурной схемы механизма является необходимым, но оно может оказаться недостаточным для проведения сборки контура звеньев без натягов.

Сочетание кинематических пар в структурной схеме может оказаться таким, что появляются местные или групповые подвижности, наряду с которыми схема механизма содержит одну или несколько избыточных связей, не позволяющих выполнить сборку замыкающей кинематической пары, например, из-за отсутствия перемещения в направлении оси, перпендикулярной плоскости вращения начального звена.

Наличие избыточных связей и их характер целесообразно выявлять по методике, суть которой заключается в анализе подвижностей в каждой кинематической паре замкнутого контура и оценке возможностей сборки замыкающей пары контура звеньев. При этом следует иметь в виду, что линейное сближение элементов пары иногда может быть достигнуто за счет угловых поворотов звеньев.

В механизмах различают помимо относительных перемещений звеньев, допускаемых геометрическими связями, также и перемещения, допускаемые податливостью (упругостью) звеньев. В первом случае говорят о структурных степенях свободы , характеризующих основное движение звеньев. Во втором случае говорят о параметрических степенях свободы ,зависящих от конструктивных (масса, жесткость) параметров механизма и режима движения (в частности, частоты возбуждения). Относительное движение звена, обусловленное параметрическими степенями свободы, суммируется с основным движением звена иногда в виде фона, характеризуемого малыми перемещениями по сравнению с абсолютными перемещениями и значительными скоростями и ускорениями. Введение параметрических степеней свободы необходимо при анализе и проектировании механизмов и машин вибрационного и ударного действия, проектировании виброзащитных устройств в случае возможности возникновения опасных колебаний, создании оборудования для интенсификации и повышения эффективности технологических и транспортных операций.

Две схемы кривошипно-ползунного механизма, используемые в машинах виброударного действия (вибромолот, вибропресс и т.п.) и позволяющие регулировать (накапливать и отдавать) энергию на определенных этапах движения за счет энергии пружины, приведены на рис. 2.13, а, б.

Рис. 2.13. Схемы кривошипноползунного механизма

в машинах виброударного действия

Упругим звеном на рис. 2.13, а является звено З состоящее из бойка З* и ползуна З 3* 3 и имеющее параметрическую степень свободы S 3* 3 . На рис. 2.13, б упругим звеном является шатун 2 , имеющий параметрическую степень свободы в виде возможного перемещения S 2* 2 деталей 2* и 2 шатуна. Число структурных степеней свободы в обоих механизмах равно единице и реализуется в виде вращения входного звена 1 с угловой скоростью ω 14 .

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.

В настоящее время традиционно выбор структуры вновь проектируемой машины ведут либо интуитивно опираясь на опыт и квалификацию разработчиков либо путем наслоения структурных групп . Структурный синтез простых и сложных механизмов с помощью структурных групп. Наиболее распространенным методом создания механизмов с замкнутыми кинематическими цепями в настоящее время является метод присоединения к элементарным механизмам структурных групп или групп ccyp. Кинематические цепи обладающие нулевой подвижностью относительно внешних...

Поделитесь работой в социальных сетях

Если эта работа Вам не подошла внизу страницы есть список похожих работ. Так же Вы можете воспользоваться кнопкой поиск

Лекция N 3

Структурный синтез механизмов.

Проектирование механизма по заданным входным и выходным условиям называется синтезом.

Синтез механизмов является самым ответственным этапом при создании будущей машины. Синтез представляет собой сложную задачу, которая обычно имеет многовариантное решение. Поэтому для выбора наиболее подходящего из получившихся решений необходимо производить дополнительный их анализ.

Неоднозначность решений при синтезе происходит из-за того, что:

Во-первых, на этапе разработки технического задания на создание нового механизма (машины) обычно невозможно правильно и однозначно сформулировать требования, предъявляемые к ним;

Во-вторых, одни и те же условия могут быть воспроизведены как несколькими различными по структуре механизмами, так и одним и тем же механизмом, но имеющим различные размеры звеньев.

Традиционно синтез механизмов проводят в два этапа:

1) определяют структуру будущего механизма (структурный синтез);

2) по заданным кинематическим или динамическим свойствам определяют размеры его звеньев (параметрический синтез).

В последние годы также начинает активно развиваться структурно-параметрический синтез механизмов , при котором одновременно определяются и структура механизма, и размеры его звеньев.

Задачей структурного синтеза является разработка структурной схемы будущего механизма по заданной подвижности, с учётом желаемых структурных, кинематических и динамических свойств.

Результаты структурного синтеза механизмов обычно многовариантны. Это связано с тем, что, используя одни и те же кинематические пары, но по-разному их расставив, можно получить различные по структуре механизмы. Поэтому окончательный выбор рациональной структурной схемы будущей машины выполняется с учетом:

Кинематических и динамических свойств той или иной схемы;

Технологичности и надежности звеньев и кинематических пар, в нее входящих;

Условий сборки и эксплуатации и других условий.

Научные основы структурного синтеза механизмов разрабатываются более ста лет. Первые основополагающие работы в этом направлении были сделаны П.Л. Чебышевым и Л.В. Ассуром. Однако анализ научной литературы , посвященной структурному синтезу машин и механизмов, позволяет сделать вывод, что этот раздел теории машин и механизмов является еще слабо разработанным.

В настоящее время традиционно выбор структуры вновь проектируемой машины ведут либо интуитивно, опираясь на опыт и квалификацию разработчиков, либо путем наслоения структурных групп . Эти подходы обычно позволяют найти приемлемое решение. Однако такое решение не всегда рационально, поскольку невозможно проанализировать все варианты.

Структурный синтез простых и сложных механизмов с помощью структурных групп.

Наиболее распространенным методом создания механизмов с замкнутыми кинематическими цепями в настоящее время является метод присоединения к элементарным механизмам структурных групп или групп Accypa . Этот метод образования механизмов впервые был предложен Л.В. Ассуром для так называемых плоских замкнутых цепей, заканчивающихся -во всех направлениях поводками с вращательными или поступательными кинематическими парами.

Кинематические цепи, обладающие нулевой подвижностью относительно внешних кинематических пар и не распадающиеся на более простые цепи, удовлетворяющие этому условию, получили название структурных групп или групп Ассура.

Структурную формулу любого простого или сложного механизма. образованного с помощью структурных групп, можно представить следующим образом:

(3.1)

где W - подвижность синтезируемого механизма; - подвижность элементарного механизма; - подвижность структурной группы; m - число элементарных первичных механизмов; n - число присоединяемых структурных групп; i =1, 2, ... m ; j =1, 2, ... n .

Так как подвижность присоединяемых (ой) структурных(ой) групп(ы) равна нулю, то, а значит, (3.1) эквивалентно выражению:

(3.2)

Анализ (3.2) показывает, что присоединяемые к элементарномк механизму структурные группы не влияют на подвижность простого или сложного механизма. Они только изменяют его структуру и законы движения звеньев.

Число подвижных контуров К, количество кинематических пар и количество звенье в n , входящих в структурную группу, можно установить с помощью структурных формул:

(3.3)

(3.4)

где - общее число кинематических пар в механизме, П – подвижность пространства.

Для механизмов существующих в шестиподвижном пространстве (П=6), которые в технической литературе принято называть пространственные выражение (3.3) примет вид хорошо известной формулы Сомолова-Мальшева:

Для механизмов, существующих в трёхподвижном пространстве (плоских механизмов) П=3, выражение (3.3) примет вид формулы П.Л. Чебышева:

Так как по определению подвижность структурных групп равна нулю, то (3.3) для структурных групп примет следующий вид:

(3.3`)

Формулы (3.3) и (3.4) описывают любую структурную группу Ассура.

Распишем, например, (3.3) для одно-, двух-, ... , шестиподвижных пространств. В результате получим следующие условия существования структурных групп в различных пространствах:

(3.5)

(3.6)

(3.7)

(3.8)

(3.9)

(3.10)

Из (3.5) следует, что в одноподвижном пространстве структурные группы существовать не могут, а это означает, что в одноподвижном пространстве механизмы не могут иметь замкнутых кинематических цепей, т.е. в таком пространстве могут существовать только механизмы с незамкнутыми кинематическими цепями.

Из (3.6) следует, что простейшей структурной группой (структурной единицей) является монада, которая состоит из одного звена и двух кинематических пар. На рис. 3.1 приведена в качестве примера структурная единица (монада), существующая в двухподвижном пространстве, которая используется для образования клинового механизма.

В соответствии с (3.6) эта монада имет одно звено 2 и две внешние кинематические пары С и В , которыми она затем присоединяется к стойке и звену 1 элементарного механизма. В результате этого образуется клиновой механизм.

На рис.3.2, а представлена монада, существующая в трехподвижном пространстве, на основе которой созданы зубчатые и кулачковые механизмы. В соответствии с (3.7) эта монада должна иметь одно звено, одну одноподвижную и одну двухподвижную кинематические пары.

Рис. 3.2. Структурная единица и механизм, существующие и трехподвижном пространстве:

А - структурная единица; б - механизм; А,С - вращательная кинематическая пара; В - высшая двухподвижная кинематическая пара; 1 - звено элементарного механизма; 2 - структурная единица.

Присоединив эту монаду к элементарному механизму, получим простой механизм (рис. 3.2, 6 ), который является аналогом зубчатого и кулачкового механизмов.

Структурная группа, существующая в трехподвижном пространстве и имеющая только одноподвижные кинематичесие пары, в соответствии с (3.7) должна состоять из двух звеньев и трёх одноподвижных кинематических пар. Эта группа носит название диады Сильвестера или двухповодковой группы и приведена на рис. 3.3, а .

Рис. 3.3. Двухповодковая структурная группа и простые механизмы на её основе:

а - диада Сильвестера; б - статически определимая ферма, в - одноподвижный четырехзвенник;

г - двухподвижный пятизвенник; 1, 2 ... 4 ~ подвижные звенья; А, В... Е - кинематические пары

Если двухповодковую группу связать шарнирами В и D со стойкой, то получим элементарную статически определимую ферму (рис.3.3, 6 ).

Присоединив эту двухповодковую структурную группу к одному неподвижному и одному или двум подвижным звеньям 1 и 4 элементарных механизмов, получим простой механизм с одной (рис.3.3, в ) или двумя (рис.3.3, г ) степенями свободы.

Синтез структурных групп с помощью структурных формул

Анализ (3.6),...,(3.10) показывает, что, задаваясь различными кинематическими парами и звеньями для каждого пространства, можно синтезировать множество структурных групп.

Рассмотрим синтез структурных групп с помощью структурных формул на примере наиболее распространенных в технике механизмов, которые существуют в трехмерном (М=3) трехподвижном (П=3) пространстве, допускающем два поступательных перемещения вдоль осей X и Y Z .

Структурная формула групп Ассура для механизмов, существующих в трехподвижном пространстве, имеет вид (3.7)

Уравнение (3.7) для структурных групп в трехподвижном пространстве, можно переписать в виде:

(3.11)

Решив (3.11) относительно числа одноподвижных кинематических пар, получим

(3.12)

Равенство (3.12) устанавливает связь между ч иск кинематических пар и подвижных звеньев, входящих в структуру* группу. Так как число звеньев и кинематических пар в группе Ассура может быть только целым числом, условию (3.12) могут удовлетворять следующие сочетания чисел звеньев и кинематических пар

Первое из этих соответствий между подвижными звеньями и кинематическими звеньями реализуется в рассмотренной диаде Сильвестера (рис. 3.3, а ).

Второе сочетание чисел звеньев (n =4) и кинематических пар () позволяет реализовать две различные структурные группы. Эти группы приведены на рис. 3.4.

Рис. 3.4. Структурные группы, содержащие чегыре подвижных звена

и шесть кинематических пар:

а - структурная группа стремя внешними кинематическими пирами;

б - структурная группа с двумя внешними книсмш нческими парами.

Присоединение структурных групп, изображенных на рис.3.4, а,б , к элементарным механизмам и стойке приводит к образованию следующих простых механизмов (рис.3.5).

Рис.3.5

Заметим, что в механизме (рис.3.5, а ) в зависимости от выбора начального звена можно выделить две или одну структурные группы. Действительно, если в качестве начального звена выбрать звено 1 , то структурная группа будет иметь вид, изображенный на рис. 3.4, а . Однако если за начальное звено взять, например, звено 5 , то в механизме (рис.3.5) можно выделить две двухповодковые структурные группы (диады Сильвестера).

Классификация структурных групп.

Анализ (3.6),..., (3.10) показывает, что в машинах и механизмах имеется большое количество разнообразных структурных групп. Это усложняет их анализ и синтез. С целью упрощения изучения и анализа группы Ассура пытаются классифицировать.

В настоящее время нет единой классификации всех структурных групп. Наиболее полно проклассифицированы только группы Acc ура, существующие в трехмерном трёхподвижном пространстве, допускающем два независимых поступательных движения вдоль осей Х и Y и одно вращательное вокруг оси Z . Отметим, что в современном машиностроении именно механизмы, существующие в трехмерном трехподвижном пространстве, нашли самое широкое распространение на практике. Потому в данной лекции рассмотрим структурную классификацию структурных групп и так называемых плоских механизмов.

Напомним, что механизмы с высшими парами можно привести к механизмам с низшими кинематическими парами. В настоящее время признано, что лучшей классификацией механизмов с низшими кинематическими парами, которые существуют в трехмерном трехподвижном пространстве, является структурная классификация Ассура-Артоболевского . Достоинством этой классификации является то, что с ее помощью не только упрощаются структурный анализ и синтез механизмов, но и она увязывается с методами кинематического, силового и динамического исследования механизмов.

Каждый рычажный механизм рассматривается как система, состоящая из элементарного первичного механизма, который в классификации Ассура-Артоболевского назван механизмом 1 класса, и соединенных с ним и между собой структурных групп.

Все механизмы и структурные группы, в них входящие, делятся на классы, а класс механизма в целом определяется высшим классом структурной группы, которая в него входит.

Элементарные механизмы условно отнесены к механизмам 1 класса.

Класс структурной группы определяется числом кинематических пар, входящих в замкнутый контур, образованный внутренними кинематическими парами.

При этом двухповодковая структурная группа (рис.3.3, а ), не имеющая замкнутого контура, отнесена ко второму классу (см. табл. 3.1)

Порядок группы определяется числом внешних кинематических пар.

Так как на практике наибольшее применение нашла двухповодковая группа, то, в зависимости от места размещения на ней вращательных и поступательных кинематических пар, эта группа разделяется еще и по видам (рис.3.11).

N п/п	Структурная схема	Класс группы	Порядок группы	Вид группы

Рис. 3.11 Виды двухповодковых структурных групп:

а – диада 1 вида; б – диада 2 вида; в – диада 3 вида; г – диада 4 вида; д – диада 5 вида

К первому виду отнесена диада, у которой все кинематические пары - вращательные (рис. 3.11, а ). Диада, у которой одна из внешних кинематических пар является поступательной, отнесена ко второму виду (рис. 3.11, 6 ). Диада, у которой внутренняя пара поступательная, относится к третьему виду (рис. 3.11, в ). Двухповодковая группа, у которой две внешние кинематические пары поступательные, отнесена к четвертому виду (рис. 3.11, г ). И, наконец, группа, у которой одна внешняя и внутренняя пары - поступательные, отнесена к пятому виду (рис. 3.11, д ).

Казалось бы, что идя по пути последовательной замены в диаде Сильвестера вращательных кинематических пар поступательными, можно заменить все три вращательные пары на поступательные. Однако этого делать нельзя, так как в этом случае получим не структурную группу, а клиновой, который, конечно же, не является структурной группой и даже существует в другом по подвижности пространстве.

При проектировании механизмов без избыточных связей чаще всего применяется метод наслоения групп , предложенный Л.В. Ассуром. При этом механизм образуется из первичного механизма (обычно кривошип со стойкой) и присоединённых к нему групп нулевой подвижности. Что бы избежать избыточных связей, необходимо, что бы они отсутствовали как в первичном механизме так и в присоединяемых группах. При структурном синтезе механизма без избыточных связей с W =1 (в частном случае) необходимо соблюдать правила:

• Замкнутая кинематическая цепь механизма с W =1 и одним контуром без избыточных связей (q =0 ) должна иметь такой набор кинематических пар, что бы сумма их подвижностей была равна семи (7) для пространственного механизма и четырём (4) для плоского.
• Последующие присоединяемые группы звеньев, образующий после присоединения замкнутый контур, должны иметь в своём составе набор кинематических пар, сумма подвижностей которого равна 6 для пространственного механизма и 3 для плоского.

Давайте разберем несколько примеров структурного анализа.

1. Дано :

2. Дано :

Структурный анализ – задача обратная синтезу. Структурный анализ заданного механизма следует производить путём расчленения его на структурные группы и первичные механизмы в порядке обратном образованию механизма.

От структурной схемы механизма при этом отделяют по одной все структурные группы таким образом, что бы оставшаяся цепь продолжала быть механизмом. После снятия всех групп далжны остаться первичные механизмы, количество которых определяет число степеней свободы механизма

3. Дано : Поперечно-строгальный станок.

Другие похожие работы, которые могут вас заинтересовать.вшм>
4248.		Структурный функционализм	12.46 KB
	Это понятие одно из центральных в теориях структурного функционализма. В рамках структурного функционизма оформляется ролевая концепция личности. В связи с этим учение о социальных нормах занимает в теории структурного функционализма исключительно важное место. Ее источником по мнению основоположников структурного функционализма являются конфликты нормативных систем культур.
16412.		Развитие Дальнего Востока на основе внутренних факторов экономического роста и структурный маневр рег	11.71 KB
	Хабаровск Ресурсные потенциалы и ограничения экономического развития Дальнего Востока Исследование поддержано грантами РГНФ проект № 09-02-88205а Т и ДВО РАН проект № 09-I-ООН-01 Развитие Дальнего Востока на основе внутренних факторов экономического роста и структурный маневр регионального хозяйства к торговле со странами АТР были определены как приоритеты Долговременной программы комплексного развития производительных сил региона до 2000 г. Зато сама концепция эндогенного развития стала вполне жизненной и начала активно...
14528.		Точность механизмов	169.25 KB
	Причем наибольшее значение имеет точность геометрических параметров – точность размеров формы взаимного расположения поверхностей шероховатость поверхности. Взаимозаменяемость лежит в основе унификации и стандартизации позволяющих устранить излишнее многообразие типовых узлов и деталей установить минимально возможное количество типоразмеров узлов деталей машин обладающих высокими эксплутационными характеристиками. Обеспечить заданную точность сборки без значительного повышения точности изготовления тел качения и колец можно...
1950.		Уравновешивание механизмов	272 KB
	Это возникает изза того что центры масс звеньев в общем случае имеют переменные по величине и направлению ускорения. Поэтому при проектировании механизма ставиться задача о рациональном подборе масс звеньев механизма обеспечивающем полное или частичное устранение указанных динамических нагрузок. При этом все остальные звенья будут двигаться с угловыми ускорениями а центры масс S1 S2 S3 будут иметь линейные ускорения.3 Так как масса системы всех подвижных звеньев  mi 0 то ускорение центра масс S этой системы должно быть равно...
1946.		Динамика механизмов	374.46 KB
	Задачи динамики: Прямая задача динамики силовой анализ механизма – по за данному закону движения определить действующие на его звенья силы а также реакции в кинематических парах механизма. К механизму машинного агрегата во время его движения приложены различные силы. Это движущие силы силы сопротивления иногда их называют силами полезного сопротивления силы тяжести силы трения и многие другие силы. Своим действием приложенные силы сообщают механизму тот или иной закон движения.
6001.		Теория механизмов и машин	1.52 MB
	Зависимость линейных координат в какой-либо точке механизма от обобщенной координаты – линейная функция положения данной точки в проекциях на соответствующие оси координат. Первая производная линейной функции положения точки по обобщенной координате – линейная передаточная функция данной точки в проекциях на соответствующие оси координат иногда называют аналог линейной скорости полная скорость т. Вторая производная линейной функции положения по обобщенной...
1932.		Проектирование кулачковых механизмов	805.83 KB
	Первый этап проектирования состоит в определении положения центра вращения кулачка по отношению к траектории точки В толкателя; одновременно определяют величину начального радиуса кулачка при котором наибольший угол давления в кулачковом механизме не превышает допустимого значения т. Второй этап проектирования построение профиля кулачка центрового а затем и конструктивного.
13646.		Исследование электромагнитных механизмов	13.5 KB
	Цель работы - экспериментальное исследование статической тяговой характеристики электромагнита при работе его на постоянном и переменном токе и изучение способов электромагнитного форсирования и замедление электромагнита постоянного тока.
1945.		Кинематические характеристики механизмов	542.36 KB
	Основным назначением механизма является выполнение им требуемых движений. К числу кинематических характеристик относятся и такие характеристики которые не зависят от закона движения начальных звеньев и определяются только строением механизма и размерами его звеньев и в общем случае зависят от обобщенных координат. Геометрический – основанный на анализе векторных контуров кинематических цепей механизмов представленных в аналитическом или графическом виде; Метод преобразования координат точек механизма решаемый в матричной или...
1944.		Проектирование плоских рычажных механизмов	486.03 KB
	Подавляющее большинство шарнирнорычажных механизмов преобразует равномерное движение ведущего звена в неравномерное движение ведомого и относится к механизмам с нелинейной функцией положения ведомого звена. Первым этапом проектирования является выбор кинематической схемы механизма которая бы обеспечивала требуемый вид и закон движения. Ко второму этапу относится разработка конструкторских форм механизма обеспечивающих его прочность и долговечность. Третьим этапом проектирования является разработка технологических и техникоэкономических...

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.

Структурный синтез и анализ механизмов

Структурный синтез механизма состоит в проектировании его структурной схемы, под которой принято понимать схема механизма, ука­зывающая стойку, подвижные звенья, виды кинœематических пар и их взаимное расположение.

Метод структурного синтеза механизмов, предложенный русским ученым Л. В. Ассуром в 1914 ᴦ., состоит в следующем: механизм должна быть

образован путем наслоения структурных групп к одному или нескольким начальным звеньям и стойке.

Структурной группой (группой Ассура) на­зывается кинœематическая цепь, число степеней свободы которой равно нулю после присоединœения ее внешними кинœематическими па­рами к стойке и которая не распадается на более простые цепи, удовлетворяющие этому условию.

Принцип наслоения иллюстрируется на примере образования 6-звенного рычажного механизма (рис. 1.3).

– угол поворота кривошипа (обобщенная координата).

Важно заметить, что для структурных групп плоских механизмов с низшими парами

, откуда ,

где W –число степеней свободы; n – число подвижных звеньев; Р n – число низших пар.

Этому соотношению удовлетворяют следующие сочетания (табл.1.2)

В роли одноподвижных пар выступают низшие пары.

n				…
P n				…

Простейшей является структурная группа, у которой n = 2 и P n = 3. Она принято называть структурной группой второго класса .

Порядок структурной группы определяется числом эле­ментов ее внешних кинœематических пар, которыми она может присо­единяться к механизму. Все группы второго класса имеют второй порядок.

Структурные группы, у которых n = 4 и Р n = 6, бывают третьего или четвертого класса (рис. 12.4)

Класс структурной группы в общем случае определяется числом кинœематических пар в замкнутом контуре, образованном внутренними кинœематическими парами.

Класс механизма определяется высшим классом структурной группы, входящей в его состав.

Порядок образования механизма записывается в виде формулы его строения. Для рассмотренного примера (рис.12.3):

механизм второго класса. Римскими циф­рами указывается класс структурных групп, а арабскими – номера звеньев, из которых они образованы. Здесь обе структурные груп­пы относятся ко второму классу, второму порядку, первому виду.

Структурный синтез и анализ механизмов - понятие и виды. Классификация и особенности категории "Структурный синтез и анализ механизмов" 2017, 2018.