- •1.Описание работы машины и исходные данные для проектирования.
- •2.Динамический синтез и анализ машины в установившемся режиме движения.
- •2.1.Задачи динамического синтеза и анализа машины.
- •2.2.Определение размеров, масс и моментов инерции звеньев рычажного механизма.
- •2.3.Структурный анализ рычажного механизма.
- •2.4.Определение кинематических характеристик механизма.
- •2.4.1 Построение планов положений
- •2.4.2 Аналитический метод
- •2.4.3 Графический метод
- •2.5Определение сил полезного сопротивления
- •2.6 Динамическая модель машины
- •2.7 Определение приведенных моментов сил сопротивления и движущих сил
- •2.8 Определение переменной составляющей приведенного момента инерции и его производной
- •2.9 Определение постоянной составляющей приведенного момента инерциии момента инерции маховика
- •2.10 Определение закона движения звена приведения
- •2.11 Схема алгоритма программы динамического синтеза и анализа машины
- •2.13. Результаты расчета и их анализ
- •2.13 Выводы
- •3. Динамический анализ рычажного механизма
- •3.1 Задачи динамического анализа
- •3.2 Графический метод
- •3.2.1 Кинематический анализ
- •3.2.2 Силовой анализ
- •3.3. Аналитический метод
- •3.3.1 Кинематический анализ
- •3.3.2.Силовой анализ
- •3.4 Обработка результатов расчетов
- •3.13 Выводы
- •4.7 Обработка результатов расчетов и их анализ
- •4.7.1 Построение графиков кинематических характеристик и угла давления
- •4.7.2 Определение основных размеров (графический метод)
- •4.7.3 Определение центрового и действительного профиля кулачка
- •4.7.4 Выводы
2.3.Структурный анализ рычажного механизма.
Схема механизма:
Рис.5
Число подвижных звеньев: n=3.
Число низших кинематических пар pn=4, в т.ч.
вращающихся: O(1,0), A(1,2), B(2,3);
поступательных: B(3,0).
Число степеней свободы механизма:
Начальное звено – кривошип 1.
Строение механизма:
A
2
ω1
B
3
1
O
Механизм 1-го класса Структурная группа
2-го класса, 2-го порядка, 2-го вида
Рис. 6
Формула образования механизма:
I(0,1) II(2,3)
Механизм 2-го класса.
2.4.Определение кинематических характеристик механизма.
2.4.1 Построение планов положений
Методом засечек строим 12 последовательных положений механизма начиная с крайнего положения 1, в котором . Второе крайнее положение 7’ находим дополнительно.
Масштабный коэффициент длин:
Чертежные размеры звеньев:
2.4.2 Аналитический метод
Расчетная схема изображена на рис. 7.
Рис.7
На основании метода замкнутых векторных контуров получен алгоритм определения кинематических характеристик, согласно которому выполняем расчет для положения i = 11 (рис.8)
Обобщенная координата:
,
где шаг изменения обобщенной координаты.
При вращении кривошипа 1 против часовой стрелке .
Принимаем
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
15.
16.
17. B
3
O
S2
1 2
1`
A Рис.8
2.4.3 Графический метод
Выполняем расчёт аналогов скоростей для положения 11
Аналог скорости точки А равен
Принимаем масштабный коэффициент аналогов скоростей
. Тогда отрезок, изображающий , равен
Для построения плана аналогов скоростей используем векторное уравнение
,где
Точку на плане находим по свойству подобия
0,35*26 = 9,1 мм.
Из плана находим передаточные функции (аналоги скоростей)
53*0,002 = 0,106 м.
12*0,002 = 0,024 м.
51*0,002 = 0,102 м.
Таблица 2 - Сопоставление результатов
Параметр |
Ед. измерения |
Аналитический м. |
Графический м. |
м |
-0,096 |
0,106 | |
- |
-0,099 |
0,090 | |
м |
0,098 |
0,102 | |
м |
0,029 |
0,024 |
2.5Определение сил полезного сопротивления
Заданную механическую характеристику технологического процесса Fрез(SB) привязываем к крайним положениям ползуна и находим силу полезного сопротивления Fрез, действующую на ползун 3.
где yF – ордината графика;
- масштабный коэффициент сил
Результаты определенной Fрез приведены в таблице 3
№ положения |
yF, мм |
FЗ, Н |
1 |
0 |
0 |
2 |
0 |
0 |
3 |
0 |
0 |
4 |
0 |
0 |
5 |
0 |
0 |
6 |
0 |
0 |
7 |
0 |
0 |
8 |
-83 |
-8300 |
9 |
-100 |
-10000 |
10 |
-100 |
-10000 |
11 |
-100 |
-10000 |
12 |
-33 |
-3300 |
13 |
0 |
0 |
2.6 Динамическая модель машины
В движении входного звена исполнительного рычажного механизма имеют колебания угловой скорости, основными причинами которых являются:
1) несовпадение законов изменения сил сопротивления и движущих сил в каждый момент времени;
2) непостоянство приведенного момента инерции звеньев исполнительного и некоторых вспомогательных механизмов.
Чтобы учесть влияние названных причин на закон движения входного звена исполнительного механизма, составляется упрощенная динамическая модель, устанавливающая функциональную взаимосвязь исследуемых параметров.
Наиболее простой динамической моделью машинного агрегата может быть одномассовая модель, представленная на рис. 9.
IП
MП
П=1
εП= ε1
φП= φ1
IП’=const
Рис. 9
В качестве такой модели рассматривается условное вращающееся звено – звено приведения, которое имеет момент инерции IП относительно оси вращения (приведенный момент инерции) и находится под действием момента сил МП (преведенного момента сил). В свою очередь, , где-приведенный момент движущих сил; - приведенный момент сил сопротивления. Кроме того, , где-постоянная составляющая приведенного момента инерции; -переменная составляющая приведенного момента инерции. В величину входят собственный момент инерции кривошипа I0, приведенные моменты инерции ротора электродвигателя и передаточного механизма (), а также момент инерцииIМ добавочной массы (маховика), причем необходимость установки маховика определяется на основании заданной степени неравномерности движения звена приведения.
Динамические характеристики МП и IП должны быть такими, чтобы закон вращения звена приведения был таким же, как и у главного вала машины (кривошипа 1 основного исполнительного рычажного механизма), т.е. φП=φ1, П=1, εП=ε1.