Frol_263-391 (1074094), страница 7
Текст из файла (страница 7)
Па практике выбор структурной схемы производится чаще всего на основе предшествующего опыта, знаний нли интуиции проектировщика. При огромном многообразии схем од- них только рычажных механизмов такой эвристический подход к их выбору оправдан. Однако далеко не всегда проектировщик выбирает удачную структурную схему, о чем свидетельствуют конструкции некоторых существующих механизмов, применяемых в машинах и приборах. Вопрос о рациональном выборе структуры проектируемого механизма сравнительно сложен, поскольку он трудно поддается формализации. После выбора структурной схемы механизма определяют геометрические размеры звеньев.
При этом учитываются в основном кннематические функции, которые должен реализовать механизм. Этот этап проектирования называют этапом кинематического синтеза механизма, в рамках которого определяют относительные размеры звеньев, т. е. отношение геометрических размеров звеньев к размеру одного из них.
Относительные геометрические размеры звеньев называют геометрическими параметрами механизма. Структурный н геометрический синтез позволяет получить кинематнческую схему механизма, отвечающую з ребованиям, предъявляемым к проектируемому механизму. Кинематические функции, которые должен реализовать проектируемый механизм, воспроизводятся им с определенной точностью. Точность определяется условиями работы механизма, а также требовввиями, обусловленными технологическим процессом.
На основании анализа спроектированного механизма по степени точности воспроизведения заданной функции решают, пригоден ли полученный механизм или необходимо провести корректировку предыдущих этапов проектирования с изменением исходных данных. Если и повторные расчеты не дают удовлетворительных результатов, то необходимо перейти к другой структурной схеме механизма и выполнить для нее соответствующие расчеты. Этот этап проектирования называют этапом точностного проектирования. Таким образом, задача проектирования механизма является сложной, многопараметрической, причем число исходных параметров механизма, как правило, больше числа исходных данных, поэтому частью параметров приходится варьировать.
По принципу использования рычажные механизмы делятся на следующие группы. 1. Передаточные механизмы, реализующие заданную функциональную зависимость между положениями входного и выходного- звеньев механизма или между нх перемещениями. 2. Направляющие механизмы, в которых точка на звене, совершающем сложное движение„перемещается при движении механизма по заданной траектории. Решение указанных задач синтеза рычажных механизмов с низшими парами может вестись как графическими, так и аналитическими методами. Выбор метода в значительной мере зависит от тех условий, которые поставлены при проектировании (в частности, точность).
Графические методы нагляднее и проще с точки зрения 299 их усвоения, но недостаточно точны. В последние годы ученымы широко развиты аналвтические методы синтеза механызмов с низшими парами, с использованием которых разработаны системы алгоритмов и программное обеспечение автоматизированного проектирования рычажыых механизмов. 1 1хх условик сицкствовхния квивошипх в плоских чктыркхэвкнных мкхмипмАх Важной кинематыческай характеристикой пры синтезе механизма является проворачиваемость его звеньев (наличие в нем одного или двух кривошипов), которая зависит от соотношения длын звеньев 1]. Сперва рассмотрим плоский шарнирный четырехзвенник АВСЮ ис. 12.1, а) с длинами звеньев а, Ь, с и л. Для того чтобы злою АВ могло стать кривошипам, оно должно при вращении последователъно пройтн через крайние левое (АВг) и правое (АВз) положения.
Предполагая, что а — длина самого короткого звена, Н вЂ” самого длвнного, и исполъзуя известное соотношение между длинамн сторон треуголъныка (длина стороны треуголъыика меньше суммы длин двух друпас его сторон), запишем следующие неравенства: из аВ СВ Н+а<Ь+с, (12.1) ~ВЗСЗВ л — а<Ь+с. (12.2) Независымо от соотношения длин Ь и с неравенство (12. 1) всегда обеспечит выполнение неравенства (12.2). Если же самым длинным является звено ВС или СЮ (Ь>с> с(или с>Ь>л), то неравенство (12.1) только усиливаегся. ПОзиции АВг ы АВ3 характеризуют крайние положения ка1юмысла СЮ. Звено ВС, согласно рис.
12.1, а, не делает полного оборота относительно стойки АЮ и потому является шатунам. Неравенство (12.1) позволяет дать общую формулировку условия проворачиваемости звена плоского шарнирного четырехзвенника, а именно: самое короткое звено шарнырного четырехзвеннвка может быть кривошипам, если сумма длин самого короткого и самого длинного звенъев меыыпе суммы длин остальных звеньев. Это положение ыосыт название лраеилс Грасго4а.
Применяя это правило, шарнирные четырехзвенники разбивают ыа три группы: мехаыизм будет кривошипыо-коромысловым (рис. 12.1, а), если размеры его звеньев удовлетворяют правилу Грасгафа и за стойку принято звено, расположенное рядом с самым коротким; механизм будет двухкрывошипыым, если сумма длвы самого короткого и самого длинного звеньев меныпе суммы длин оста- г ил льиых звеньев и за стовку принято самое короткое его звено; это следует из того, что если кривошвп при выполнении правила Грасгора делает полный оборот относительно стойка и шатуна, то и зти звенья совершают полный оборот относительно кривошипа; мехашпм будет двухкоромысловым, если размеры его звеньев не удовлетворяют правилу, а также в том случае, когда сумма длин самого короткого и самого длинного зятьев меиьше суммы длин остальных звеньев, но самое короткое его звено является шатуном (рис. 12.1, б) и, следовательно, возможность быть ему кривошипом отпадает, потому что оио ие является звеном, расположенным рядом со стойкой.
В предельном случае, когда неравеиство (12.1) превращается в равенство, все звенья механизма в одном из крайних положений располагаются по одной прямой. В результате появится неопределенность движения выходного заела (оио сможет двигаться либо в одном, либо в другом паправлеиии). Во енессном кривошипно-ползукном механизме (рис. 12.1, е) звено 1 будет кривошипом, если при вращении пройдет положения гр = 90 и 270', что возможно при выполнении условия 11 ~12 И~ где е — внеосность (или дезаксиал). Штриховой линией изображена схема, когда е <О. Если 1, ) 1 — ~е), звеыо 1 будет коромыслом и такой механизм правильнее называть коромыслово-ползунным.
В кулиеном механизме (рис. 12.1, г) звено 1 всегда может быть кривошипом; звено СЛ (кулиса) будет кривошипом, если при вращении пройдет положеыие гр= 270, что возможно при выполнеыиы условия 11 ~ 14+ е где е — выеосность кулисы; в этом случае имеем мехаыизм с вращающейся кулисой. Еслы 1, <1„+е, то кулиса СЛ будет коромыслом (механизм с качающейся кулисой).
Наиболее распространены схемы кулиевых механизмов, в которых внеосность е = О. 1 п.з. синтез четырехзвенньзх мехАнизмон пО дВум НОДОженным зиеньеВ Кривошвпио-иолзуяиый механизм. Для цеытральыого кривошип во-ползунного механизма (внеосность е = О, рис. 12.2, а) ход ползуна 3 (его максимальное перемещеыие) равен удвоенной длине кривошипа: Ь=21г. Крайние положения ползуна соответствуют угловым координатам кривошипа гр=О и 180'.
Как уже отмечалось, при проектировании механизмов нужно учитывать весьма ванный параметр, характеризующий условие передачи сил и работоспособность механизма,— угол давлениями (угол между вектором сылы, приложенной к ведомому звеыу, и вектором скорости точки приложеыыя движущей силы; трение и ускоренное движение масс при этом пока не учитываются). Угол давления не должен превьппать допустимого значения: 1Г < (Р„. Угол 1Р при передаче усылия ыа ведомое звано отмечают на схеме механизма в зависимости от того, какое его звеыо является ведомым.
Если им будет ползун 3, то сила Г з передается на него с углом давлении Р зз а если кРивошип 1, то сила Х~з составит Угол юг з с вектором скорости е . При ведомом кривошыпе угол давлеыия 1Р два раза за цикл (когда шатун и кривошип располагаются по одной прямой) получает максимальное значение, равное 90'. Эти положения кривошип проходит только благодаря инерции вращающихся масс деталей, жестко связаыыых с кривошипом 1. Наыбольший угол давления 1Р „определяют путем исследовании фУшщиы И зз= ЗРзз(гР) ва максимум.
Длл цевтйальвого механизма (е=0) максймальвое значение угла давления1Р „= агсзш1,/1з будет при гр=90 или 270'. Следовательно, чем меньше значеыие Л =1 /1„тем меньше размеры механизма (по отношению к длине кривошипа), но больше углы давления. А с возрастанием величины Зр „независимо от того, какое звено является ведомым, увеличи- зш Вг Рис 12.2 (12.3) откуда при заданных /«, е и 2 =!з/!«можно найти ! (например, методом ивтерполяционного приближения — заливаясь рядом значений !, близких к /«/2, и проверяя равенство левой и правой частей уравнения). Максимальный угол давления У ««при е)0 будет в положении, когда 9«=270'; если же е < О, то при гр =90'.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
