- •МЕХАНИКА МАШИН
- •1.1. Структура машинного агрегата
- •1.4. Управление движением машинного агрегата
- •СТРОЕНИЕ МЕХАНИЗМОВ
- •2.1. Основные определения
- •2.2. Кинематические пары и соединения
- •2.5. Структурный синтез механизмов
- •2.6. Классификация механизмов
- •КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ МЕХАНИЗМОВ
- •3.1. Основные понятия
- •tgfa
- •3.6. Примеры графического исследования механизмов
- •pc = fivVB\ Р'Ь" = цайв', Ь"Ь'= цаагВ-
- •3.7. Кинематические характеристики плоских механизмов с высшими парами
- •3.8. Кинематические характеристики пространственных механизмов
- •3.9. Метод преобразования декартовых прямоугольных координат
- •4.1. Динамическая модель машинного агрегата
- •4.2. Приведение сил
- •4.3. Приведение масс
- •4.8. Неравномерность движения механизма
- •JTnp,
- •4.10. Динамический анализ и синтез с учетом влияния скорости на действующие силы
- •5.1. Динамическая модель машинного агрегата
- •5.2. Установившееся движение машинного агрегата
- •5.3. Исследование влияния упругости звеньев
- •СИЛОВОЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ
- •6.1. Основные положения
- •6.4. Силовой расчет механизма с учетом трения
- •6.5. Потери энергии на трение. Механический коэффициент полезного действия
- •ВИБРОАКТИВНОСТЬ И ВИБРОЗАЩИТА МАШИН
- •7.1. Источники колебаний и объекты виброзащиты
- •7.3. Анализ действия вибраций
- •7.6. Статическая и динамическая балансировка изготовленных роторов
- •Щ = у/g sina/<5CT,
- •7.8. Демпфирование колебаний. Диссипативные характеристики механических систем
- •7.9. Динамическое гашение колебаний
- •тт(р - рт) = mjyE.
- •7.11. Ударные гасители колебаний
- •7.12. Основные схемы активных виброзащитных систем
- •ТРЕНИЕ И ИЗНОС ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР МЕХАНИЗМОВ И МАШИН
- •8.1. Виды и характеристики внешнего трения
- •8.2. Основные понятия и определения, используемые в триботехнике
- •8.3. Механика контакта и основные закономерности изнашивания
- •8.4. Методика расчета износа элементов кинематических пар
- •МЕТОДЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СХЕМ ОСНОВНЫХ ВИДОВ МЕХАНИЗМОВ
- •МЕТОДЫ СИНТЕЗА МЕХАНИЗМОВ С ВЫСШИМИ ПАРАМИ
- •9.1. Основные понятия и определения
- •9.2. Основная теорема зацепления
- •9.3. Скорость скольжения сопряженных профилей
- •9.4. Угол давления при передаче движения высшей парой
- •9.5. Графические методы синтеза сопряженных профилей
- •9.7. Производящие поверхности
- •МЕХАНИЗМЫ ПРИВОДОВ МАШИН
- •10.1. Основные понятия и определения
- •10.2. Строение и классификация зубчатых механизмов
- •10.4. Планетарные зубчатые механизмы
- •ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
- •11.2. Эвольвента, ее свойства и уравнение
- •11.3. Эвольвентное прямозубое колесо
- •11.4. Эвольвентная прямозубая рейка
- •11.5. Эвольвентное зацепление
- •11.8. Подрезание и заострение зуба
- •11.9. Эвольвентная зубчатая передача
- •11.10. Качественные показатели зубчатой передачи
- •11.11. Цилиндрическая передача, составленная из колес с косыми зубьями.
- •11.12. Особенности точечного круговинтового зацепления Новикова
- •ПРОСТРАНСТВЕННЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
- •12.1. Коническая зубчатая передача
- •МЕХАНИЗМЫ С НИЗШИМИ ПАРАМИ
- •13.1. Основные этапы синтеза
- •13.4. Синтез четырехзвенных механизмов по двум положениям звеньев
- •13.5. Синтез четырехзвенных механизмов по трем положениям звеньев
- •13.6. Синтез механизмов по средней скорости звена и по коэффициенту изменения средней скорости выходного звена
- •tijivu) < [tfj]-
- •КУЛАЧКОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •14.1. Виды кулачковых механизмов и их особенности
- •14.2. Закон перемещения толкателя и его выбор
- •sinx4
- •sinx2 = [(*2 “ Vj3)/f34]sm03;
- •14.5. Определение габаритных размеров кулачка по условию выпуклости профиля
- •14.6. Определение координат профиля дисковых кулачков
- •14.7. Механизмы с цилиндрическими кулачками
- •МЕХАНИЗМЫ С ПРЕРЫВИСТЫМ ДВИЖЕНИЕМ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА
- •15.1. Зубчатые и храповые механизмы
- •15.2. Мальтийские механизмы
- •15.3. Рычажные механизмы с квазиостановками
- •УПРАВЛЕНИЕ ДВИЖЕНИЕМ СИСТЕМЫ МЕХАНИЗМОВ
- •16.2. Циклограмма системы механизмов
- •МАНИПУЛЯЦИОННЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •17.3. Задачи о положениях манипуляторов
- •17.4. Задачи уравновешивания и динамики
- •Glos
Основным размерным параметром храповых колес явля ется стандартный модуль т (ГОСТ 9563-80) по окружности вершин радиусом ra = rnz. Высота зуба h = ra —rj зависит от формы зуба. Для нормального профиля без поднутрения высота зуба определяется по формуле
|
mz s i n ( 7r / - 2r ) |
cos( 7 —7г/-гг). |
|
|
h = |
|
|
|
s i n |
7 |
|
Для нормального профиля с поднутрением высота зуба |
|||
определяется аналогично: |
|
|
|
, |
m z s i n ( 7r / 2: ) |
, |
/ r t 4 |
а = ------ ;----------cos( 7 |
+ а —7г/2) cosa. |
sin 7
Угол впадины 7 по нормали станкостроения в зависимо сти от модуля равен 55 или 60°. Угол головки собачки выпол няется меньшим, чем 7 на угол ф —5° Остальные размеры /, УЕ1 ХЕ> ХП назначаются в зависимости от выбранных значений ш и г.
Храповые механизмы редко применяют в быстроходных машинах из-за большого уровня шума при их работе и малой надежности вращения на их выходе при отсутствии тормозной системы.
Значительно большее распространение по сравнению с храповыми механизмами получили мальтийские механизмы из-за более благоприятных кинематических характеристик и надежного обеспечения заданного времени покоя, связанного с выполнением многократно повторяющихся операций опреде ленной продолжительности.
15.2.Мальтийские механизмы
Встанках-автоматах, обрабатывающих центрах и авто матических линиях нашли широкое применение устройства, преобразующие непрерывное вращательное движение входно го звена в одностороннее прерывистое движение выходного зве на, называемого шаговыми механизмами. С помощью этих ме ханизмов транспортируются заготовки, происходит смена ин струментов и приспособлений на один линейный или угловой шаг, т.е. с одной фиксированной позиции на другую позицию.
Рис. 15.3
Среди шаговых механизмов простейшими являются мальтий ские механизмы, получившие свое название от сходства очер таний выходного звена с эмблемой духовно-рыцарского Маль тийского ордена. Некоторые разновидности мальтийских ме ханизмов приведены на рис. 15.3: а— с поступательным и б, в, г — вращательным движением выходного звена; б — с внеш ним ив — внутренним зацеплением; б, в — между параллель ными и г — пересекающимися осями.
Выходное звено 2 мальтийского механизма выполняется в виде диска или стола, на котором расположено несколь ко пазов. Наиболее часто число пазов z равно четырем (см. рис. 15.3, в и 15.4, а) или шести (см. рис. 15.3,6). В паз мо жет входить палец 5 , расположенный на ведущем кривошипе 1, вращающемся относительно оси 0\. Палец В входит в паз по касательной к окружности радиуса 0\В, совпадающей с направлением оси паза, что необходимо для устранения жест кого удара. Начальное положение диска с пазами должно быть фиксированным. Для этого применяют различные стопорные устройства. Например, на рис. 15.4, а стол 2 фиксируется в
определенном положении фиксатором 5, движение которого со гласовано с вращением входного звена 1 с помощью цилиндри ческого кулачка 5 и рычага 4• При повороте диска 2 на угол ^ 2 фиксатор не имеет связи с диском 2. После выхода пальца В из паза наступает окончание поворота диска 2 и он надежно фиксируется в заданном положении фиксатором. Для этой же цели можно использовать стопорные устройства типа запира ющих дуг С и D равного радиуса (см. рис. 15.3, б, в). В мо мент, когда центры кривизны поверхностей С и D совпадают и находятся на оси Oj, запирающие дуги обеспечивают надеж ное фиксирование выходного звена 2 в неподвижном состоянии. Это состояние сохраняется в период поворота входного звена на угол (/Pin (см. рис. 15.4, б).
Механизмы, радиальные пазы которых расположены на диске равномерно, называют правильными (или однородными) мальтийскими механизмами.
Коэффициент времени движения мальтийского механизма определяют по соотношению
Т д |
_ </Р1д _ 7Г |
— ^ 2 _ 7Г —2 TT/ Z __ z - 2 |
||
Т ц |
27г |
27г |
27г |
2 Z |
коэффициент времени остановки |
|
|
||
Т\I |
27Г —у>1д _ |
7Г+ <ф2 _ |
К + 27r/z _ |
Z + 2 |
Гц |
27г |
27г |
27г |
2 z |
Для двухпазового диска (z = 2 ) кД = 0 и кЛ= 1 , т.е. такой механизм является неработоспособным. Поэтому наименьшее число пазов на диске мальтийского механизма равно трем.
При увеличении числа пазов коэффициенты &д и кп меня ются в следующих пределах:
Z |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
8 |
10 |
к а |
0 |
0,167 |
|
0,25 |
0,30 |
0,33 |
0,375 |
0,40 |
кп |
1 |
0,833 |
|
0,75 |
0,70 |
0,67 |
0,625 |
0,6 0 |
Следовательно, для технологических машин, у которых рабочий процесс или операция производится в период останов ки диска, применяют диски с малым числом пазов. Это позво ляет снизить потери времени на вспомогательный ход, соот-
Рис. 15.4
ветствующий повороту выходного звена. Однако этот крите рий является не единственным, и в ряде случаев он может ока заться не определяющим окончательный выбор числа пазов. Это связано с динамикой привода, так как поворот ведомых звеньев происходит неравномерно. Для определения кинема тических передаточных функций мальтийского механизма рас сматривают расчетную схему, представленную на рис. 15.4, в
в виде заменяющего кулисного механизма (см. гл. 3 ): кулиса 2 совпадает с осью паза на диске 2 , а ползун 6 заменяет палец, скользящий вдоль паза при вращении входного звена 1 длиной /1 - Длину межосевого расстояния 0\02 обозначают буквой а.
Угол (р2 поворота кулисы определяют по соотношению
/1 s in (pi |
A i sin </?i |
sin </?i |
|
(15.1) |
tg¥>2 = a —l\ cos (pi |
1 — A i cos (pi |
Xa — co s |
’ |
где Aa — a/1\ — относительная длина межосевого расстоя ния a; Ai = l\/a — относительная длина радиуса входного звена /ц отсюда
ip2 = 7Г- a rc t g |
s in ipi |
(15.2) |
|
или |
\а — cos (fil |
|
|
<P2 = |
тг - X, |
где |
|
X — a rc s in |
A i s in (p\ |
|
y j l 1 - 2Ai cos(/?i + A^
Угловую скорость u>2 выходного звена мальтийского ме ханизма определяют путем дифференцирования выражения (15.2) по обобщенной координате (р\:
U2 = |
dtp2 |
d(f2 |
|
Ai(cosv?i - |
Ai) |
(15.3) |
||
- |
~ CJj----- = |
—U\------------------------- к• |
||||||
|
|
dt |
d<pi |
|
1 —2\\ cos ip\ + Aj |
|
||
Угловая скорость u>2 достигает максимального значения |
||||||||
при угле |
|
= 0 : |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ai |
|
s in ( 7 r /z ) |
|
||
|
w 2 m a x — —W1 1 - |
Ai |
W l 1 — s in ( 7r / z ) |
|
||||
Максимальные |
значения |
передаточного |
отношения |
|||||
u2lmax = |
W2 max/Wl в зависимости от числа z пазов следую |
|||||||
щие: |
|
|
|
|
|
|
|
|
Z |
|
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
10 |
12 |
U21 max |
|
-6,46 |
-2,41 |
-1,43 -1,0 |
-0,62 |
-0,45 |
-0,35 |
Угловое ускорение £2 выходного звена мальтийского ме ханизма определяют путем дифференцирования выражения (15.3):
|
2 |
Ai(l - A2) sin<pi |
2 |
1 (1 - |
2 Ai cos <p\ + A2)2 |
Кинематическая передаточная функция (£2 /u>J) углового ускорения выходного звена достигает максимального значения при значениях угла ц>\, определяемых по соотношению
|
1 + А2 |
2 |
|
(< ? l)e m a x = arccos |
+ 2 |
||
4Ai |
Максимальные значения кинематической передаточной функции (£2 / ^ 1 ) т а х в зависимости от числа z пазов следую щие:
z |
3 |
4 |
5 |
б |
8 |
10 |
12 |
(£2/u>?)max |
31,44 |
5,41 |
2,30 |
1,35 |
0,70 |
0,46 |
0,35 |
(у ч е т а х |
4,71 |
11,46 |
17,58 |
22,92 |
31,65 |
38,49 |
44,00 |
Из приведенных данных следует, что при малом числе пазов выходное звено мальтийского механизма имеет плохие динамические характеристики. Например, если сравнить два механизма, диски которых имеют 3 и 8 пазов, а кривоши пы вращаются с одинаковой постоянной частотой, то макси мальное значение углового ускорения у трехпазового диска в 45 раз больше, чем у восьмипазового диска. Соответственно возрастают и динамические нагрузки в кинематических па рах. Если сравнение провести для случая равенства продол жительности периодов остановки за счет изменения частоты вращения входного звена, то различие в угловых ускорениях выходного звена для сравниваемых чисел пазов достигает 80.
Оптимальное сочетание требуемого коэффициента време ни остановки, коэффициента времени движения и допусти мых значений динамических нагрузок в кинематических парах
выбирают на основе анализа конкретных условий работы ме ханизма. На практике чаще всего применяют диски с числом пазов 4, 6 , и 8 . Следует обратить внимание, что угловое уско рение диска в начале периода движения и при остановке из меняется скачком от нулевого значения до некоторой конечной величины. Величина этого скачка определяет интенсивность «мягкого» удара.
Если нет жестких ограничений на коэффициент време ни движения, то можно применять мальтийские механизмы
с внутренним зацеплением (см. рис. 15.3, в), которые имеют более благоприятные динамические свойства. При внутрен нем зацеплении максимальные ускорения выходного звена зна чительно меньше, чем при внешнем зацеплении, однако время
|
поворота |
выходного |
||
|
звена |
всегда |
больше |
|
|
времени |
остановки, |
||
|
так как кд > 0 ,5. |
|||
|
Представление об |
|||
|
особенностях |
маль |
||
|
тийских механизмов с |
|||
|
внешним |
и |
внутрен |
|
|
ним зацеплением дают |
|||
|
графики, приведенные |
|||
|
на рис. 15.5: а — функ |
|||
|
ций положения Xzivi) |
|||
|
и кинематических пе |
|||
|
редаточных функций; |
|||
|
б — скорости ^21 и б |
|||
|
— ускорения £2 / ^ 1 вы |
|||
|
ходного звена. Линии |
|||
|
на графиках |
относят |
||
|
ся либо к внешнему за |
|||
|
цеплению |
(левый уча |
||
|
сток) |
либо к внутрен |
||
|
нему зацеплению (пра |
|||
Рис. 15.5 |
вый участок). |
|