Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование под ред. Г.А.Тимофеева, Н.В.Умнова 2012г (1004943), страница 2
Текст из файла (страница 2)
Также в виде графиков отображают найденные кинематические функции. Исследование положений выходных звеньев и аналогов скоростей и ускорений следует выполнять не менее чем в двенадцати положениях начального звена меха- низма. Кинематическому анализу предшествует структурный анализ рычажного механизма, цель которого — выявить особенности строения механизма, определяющие последовательность проведения его кинематического и динамического исследований. Определение реального закона движения механизма под действием заданных сил. На этом этапе исходные данные включают данные по кинематике, полученные на предыдущем этапе, кинетические параметры механизма (значения масс и моментов инерции звеньев), силу (или момент) полезного сопротивления и движущую силу, заданные графически или в ином виде, а также требуемое значение средней угловой скорости главного вала и коэффициент неравномерности хода для цикловых машин. Основные задачи: 1) построение динамической модели машины; 2) численный анализ параметров динамической модели; 3) расчет работы сил сопротивлений и движущих сил; 4) численный анализ угловой скорости и углового ускорения главного вала машины; 5) оценка неравномерности хода машины, определение момента инерции маховика и изменения угловой скорости главного вала за цикл; 6) в случае анализа установившегося движения определяют, кроме того, момент и мощность электрического двигателя и выбирают его для рабочих цикловых машин, а также оценивают влияние статической характеристики двигателя на кинематические параметры машины (только йервая итерация).
В расчетно-пояснительной записке дают вывод формул приведенных моментов инерции машины, сил сопротивлений и движущих сил (задача 1), расчетную часть задач 4 и 5. На листе решают задачу 3 и частично — задачу 4, результаты решения задач 2 и 4 отображают в виде графиков. Кинетостатический анализ. Исходными данными на этом этапе служат кинематическая схема механизма и реальный закон движения начального звена, которое в большинстве случаев является ведущим (см. далее гл. 4). Задача — определение реакций в кинематических парах и уравновешивающего момента на начальном звене.
Результаты вычислений отображают на втором листе проекта и в расчетно-пояснительной записке. Третий лист проекта посвящен синтезу планетарного зубчатого механизма с заданной структурной схемой и выбору параметров зубчатого зацепления открытой зубчатой передачи (см. далее гл. 5, 6). Прн проектировании зубчатого зацепления и зубчатой передачи на третьем листе в расчетно-пояснительной записке приводят результаты расчета по выбору оптимального смещения при нарезанин зубчатых колес.
Непосредственно на листе изображают станочное зацепление шестерни и зубчатое зацепление шестерни с колесом. Масштаб изображения колес следует выбирать достаточно крупным, чтобы высота изображаемых зубьев колес составляла 60...80 мм. Процесс построения укороченной и удлиненной эвольвент в станочном зацеплении в записке не описывают. На этом же листе приводят графики качественных показателей, на основе которых осуществлялся выбор оптимального смещения.
Также на третьем листе в произвольном масштабе изображают синтезированную планетарную зубчатую передачу. На схеме передачи строят кинематические диаграммы, позволяющие графически оценить передаточное отношение спроекгированной передачи.
Процесс подбора зубьев отражается в пояснительной записке. На четвертом листе проектируют кулачковый механизм (см. далее гл. 7): строят кинематические диаграммы движения толкателя (графики аналогов его ускорения, скорости и перемещения). На листе графически определяют минимальный радиус центрового профиля кулачка. По полученным данным строят центровой (теоретический) и рабочий (практический) профили кулачка, график зависимости углов давления от угла поворота кулачка.
Все необходимые расчеты обязательно приводят в расчетно-пояснительной записке. Все графики на листах проекта должны быть выполнены в достаточно крупном масштабе, чтобы при необходимости можно было без большой погрешности определить любое промежуточное значение функции.
При графическом изображении физических величин масштаб обычно обозначают буквой «и» с индексом, указывающим, к какой величине он относится. Например, масштаб длин )г/, мм/м, масштаб сил ц~, мм/Н, и т. д. Графики строят по дискретно заданным значеням величин (по точкам), тогда как на самом деле они представляют собой гладкие функции (кроме специально оговоренных случаев). Интерполяцию значений проводят приближенно или с помощью математических средств (например, сплайн-методами МагЬСАП).
Очень важно, чтобы при интерполяции не искажалась физическая природа отображаемых процессов. Об этом будет более подробно указано в соответствующих разделах пособия (см. далее гл. 3). Примеры выполнения отдельных разделов курсового проектирования с помощью программы МагЬСАП приведены в приложениях 1-6. В приложении 7 содержатся образцы листов курсовых проектов, выполненных студентами МГТУ им. Н.Э. Баумана с использованием графических пакетов Ац1оСАП и КОМПАС.
В приложении 8 представлены основные технические характеристики электродвигателей, в приложении 9 — вопросы для подготовки к защите. В течение последних семи лет на кафедре «Теория механизмов и машин» МГТУ им. Н.Э. Баумана широко используется математический пакет МагЬСАП, который студенты успешно применяют при курсовом проектировании. Так как МагЬСАП не позволяет использовать традиционные обозначения величин, студент должен самостоятельно ввести их в соответствии с принятыми в учебном пособии.
Исходные данные к курсовому проектированию приведены в сборниках заданий, а также на сайте кафедры «Теория механизмов и машин» МГТУ им. Н.Э. Баумана: Ьцр://гппп-цшк.Ьшзш.гц. Программы по отдельным разделам курсового проектирования, разработанные на кафедре, можно также найти на сайте Ьцр://1пип.Ьшзш.гц. 1.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕДОСТАЮЩИХ РАЗМЕРОВ МЕХАНИЗМА С УЧЕТОМ ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ УСЛОВИЙ Цель кинематического синтеза — определение геометрических параметров кинематической схемы механизма по его заданным кинематическим свойствам. При проектировании механизма принят ряд традиционных допущений. Допущение 1. Звенья механизма представляют собой абсолютно твердые тела. Допущение 2. Все кинематические пары плоского рычажного механизма (вращательные или поступательные), независимо от особенностей их конструктивного исполнения, — одноподвижные пары У класса.
Допущение 3. Зазоры в кинематических парах отсутствуют. Необходимость предварительного выполнения кинематического синтеза рычажного механизма обусловлена тем, что в заданиях к курсовому проектированию приведены не все геометрические размеры механизма, поэтому для их определения приходится использовать дополнительные кинематические характеристики. Эту часть курсового проекта выполняют в расчетно-пояснительной записке. Как правило, в курсовом проекте решают одну типовую задачу синтеза плоского рычажного механизма с одной степенью свободы, например, размеры звеньев механизма либо иные геометрические параметры определяют по крайним положениям ведомого звена или по трем заданным положениям ведомого и ведущего звеньев.
Недостающие размеры механизма — по средней скорости одного из звеньев или по заданному коэффициенту изменения средней скорости хода. Кроме того, проводят расчеты, связанные с ограничением или оптимизацией углов давления. Для получения работоспособного механизма при кинематическом синтезе требуется выполнить некоторые обязательные условия такие, как условие существования механизма на заданном интервале движения входного звена, условие постоянства сборки (отсутствие дефек- тов ветвления и порядка) и т. п.
В рычажных механизмах с непрерывным вращением кривошипа, кроме того, необходимо выполнить условие проворачиваемости кривошипа. Помимо обязательных возможен ряд дополнительных условий, связанных с ограничением размеров механизма заданными пределами или с требованием благоприятных условий передачи сил от ведущего звена к ведомым звеньям, оцениваемых углами давления. Углом давления называется угол между вектором силы, с которой ведущее звено действует на ведомое, и вектором скорости точки ведомого звена, к которой приложена сила. Силы трения при этом не учитываются. Рассмотрим наиболее распространенные задачи кинематического синтеза для разных видов рычажных механизмов, приведенных в заданиях к курсовому проектированию.
1.1. Кривошипно-ползунные механизмы 1.1.1. Синтез механизма по заданным геаметри чееким параметрам Внеосный кривошипно-ползунный механизм (рис. 1.1, а) и его частный вариант — центральный механизм (рис. 1.1, б) — применяют как при ведущем кривошипе (звено !), так и при ведущем ползуне (звено 3).
К геометрическим параметрам механизма относятся: 1~ — длина кривошипа АВ; 1з— длина шатуна ВС; е — внеосность, или эксцентриситет. Иногда удобнее использовать относительные величины: )ьз — — 1~/1~ — относительную длину шатуна 2 — и Х, = е/1~ — относительную внеосность. На рис. 1.1 также показаны направление вращения кривошипа с угловой скоростью ю, и угол давления 6 между ползуном и шатуном. Условие проворачиваемости кривошипа. Чтобы звено ! служило кривошипом, требуется выполнить 032 В2~ б Рис. 1.1 дополнительное условие, связанное с ограничением размеров звеньев, которое называют условием проворачиваемости кривошипа, 1~ < 12 + е.
При несоблюдении этого условия механизм становится коромыслово-ползунным. Определение размера кривошипа по заданному ходу ползуна. Прежде чем использовать понятие хода ползуна, напомним, что считают размером звена для разных видов звеньев. Например, для звена с двумя вращательными парами — расстояние между центрами этих пар, для звена с одной вращательной и одной поступательной парой — длина перпендикуляра, опущенного из центра вращательной пары на направляющую поступательной пары, и для звена с двумя поступательными парами — угол между направляющими поступательных пар.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
