ываыва. Контур. Кинематический синтез механизма
 Скачать 1.01 Mb.
|
Кинематический синтез механизмаКинематический синтез выполняют после структурного синтеза, используя составленную структурную схему механизма. Цель синтеза состоит в проектировании оптимальной кинематической схемы механизма на основе выполнения главного условия синтеза – обеспечить заданную кинематическую характеристику движения исполнительного (выходного) звена механизма с требуемой точностью. Кинематическая характеристика может быть задана в виде: – средней скорости и коэффициента KV ,Kωизменения средней скорости выходного звена; – несколькими значениями кинематической функции положения механизма - зависимости координаты выходного звена от обобщенной координаты механизма на входе; – различного вида функции перемещения (траектории движения) выходного звена в определенном диапазоне перемещения входного звена. Кинематический синтез включает в себя: – определение геометрических размеров механизма и его звеньев; – определение параметров работоспособности механизма и их оценку на оптимальность. Геометрические размеры определяют на основе заданной кинематической характеристики движения выходного звена механизма и желательных размеров его отдельных звеньев. Угол перекрытия определяется по формуле Длина коромысла определяется построением (см. рис.). Принимаем масштабный коэффициент μl= 0,01 м/мм Тогда на чертеже получим: Н=lН/ μl=0,26/0,01=26 мм Из построения получаем ВС=119,3 мм, ОВ0=107,8 мм, ОВ’=63,4 мм Длину кривошипа находим из выражения Длину коромысла находим из выражения Находим реальные размеры lСВ= СВ∙ μl= 119,3∙0,01=1,193 Синтез зубчатых механизмовРасчет привода Передаточное отношение привода Передаточное отношение простой ступени Передаточное отношение планетарной ступени Передаточное отношение планетарной ступени Структурный анализ механизмаИсследуемый механизм, кинематическая схема, которого приведена на рис. 1. служит для преобразования вращательного движения кривошипа 1 (входное звено) в поступательное движение звена 5. Рисунок 1. –Кинематическая схема механизма Определяем степень подвижности механизма по формуле: W=3×n ‑ 2×p5 ‑ p4, где n - число подвижных звеньев; P5 - число кинематических пар первого класса; p4 – число кинематических пар четвертого класса. n=5; p5=7; p4=0. Итак, W=3×5‑2×7‑0=1. Так как W=1 то у механизма одно входное звено. Механизм состоит из 5 звеньев: 0-стойка; 1-кривошип; 2, 4 - шатуны, 3 – коромысло, 5-ползун. Раскладываем механизм на группы Асcура Рисунок 1.1 – Структурная группа 4-5 Данная группа состоит: – из двух подвижных звеньев (шатун 4 и ползун 5), т.е. n; – двух свободных поводков; – трёх кинематических пар (вращательная 4 – 5, вращательная 3 – 4, поступательная 5 – 0), т.е. p5 =3 . Подставив найденные значения коэффициентов в формулу Чебышева, получаем: W=3n‑2p5‑p4 =3·2‑2·3‑0=0 Раскладывая наш механизм, то можно понять, что он принадлежит к группе кинематического механизма. Из проведенного анализа следует, что структурная схема механизма состоит из двух структурных групп звеньев и одного первичного механизма. Так как класс механизмов определяется классом наиболее сложной структурной группы, то рассматриваемый рычажный механизм является механизмом 2-го класса, с подвижностью равной единице. Планетарная передача Планетарная передача - механическая передача вращательного движения, за счёт своей конструкции способная в пределах одной геометрической оси вращения изменять, складывать и раскладывать подводимые угловые скорости и/или крутящий момент. Обычно является элементом трансмиссии различных технологических и транспортных машин. Передаточное отношение планетарной ступени Передаточное отношение планетарной ступени При заданном передаточном отношении u1Н определение чисел зубьев передачи сводится к выполнению следующих операций. 1. Определяем величину 2. Задаём в приемлемой области ряд чисел зубьев z1 =17, 18, 19 и т. д. 3. Вычисляем для каждого значения z1 величину z’2 = u·z1 и округляем полученное число z’2 до ближайшего целого числа z2. 4. Определяем из условия cоосности число зубьев z3 = z1 + 2z2 . 5. Проверяем по таблице 5 отсутствие интерференции между зубчатыми колёсами с числами зубьев z2 и z3 .
7. Проверяем условие сборки (z1+ z3 )/ K = С, где Кp = 2, 3, 4 - число сателлитов (К < Кp ), С - целое число. Анализируя результаты вычислений, содержащиеся в таблице 5, принимаем вариант № 5, как имеющий наименьшую разницу и z3>85 т. е. z1 = 23, z2 = 34, z3 = 91, k=3 u’1H =4,957. Число сателлитов К принимаем равным 4.
Результаты расчёта Синтез кулачкового механизмаПолагаем механизм плоским. Выделяем в нем звенья: кулачок-паз 1, профиль которого выполнен в виде паза «ПЗ» в диске «D»: толкатель 2 и стойку 0 (ноль). Для уменьшения потерь трения в контакте кулачкового пара ПЗ с толкателем и повышения их долговечности на толкателе устанавливаем ролик 3. Число подвижных звеньев в механизме n = 3. Число кинематических пар (КП): низших рH (А, В вида 1В, С-вида 1П), высших рв = 1 (Д': ролик 3 -паз кулачка). Число избыточных связей в механизме по формуле (1) при WM=0: q = Wo – 3n + 2РH +Pв= 1 – 3 • 3 + 2 • 3 + 1 = –1 < 0. Это соответствует наличию местной подвижности WM =1 – полезному вращению ролика 3 вокруг своей оси при его движении в кулачковом пазу. Важным преимуществом кулачковых механизмов является возможность обеспечения точных выстоев выходного звена. Это преимущество определило их широкое применение в простейших устройствах цикловой автоматики (распределительный вал) и в механических счетно-решающих устройствах (арифмометры, календарные механизмы). Кулачковые механизмы можно разделить на две группы. Механизмы первой обеспечивают перемещение толкателя по заданному закону движения. Механизмы второй группы обеспечивают только заданное максимальное перемещение выходного звена - ход толкателя. При этом закон, по которому осуществляется это перемещение, выбирается из набора типовых законов движения в зависимости от условий эксплуатации и технологии изготовления. Основным техническим недостатком кулачковых механизмов, ограничивающим их применение, является повышенное удельное давление в высшей кинематической паре, что может привести к разрушению поверхности кулачка. С целью уменьшения трения о поверхность кулачка выходное звено снабжается роликом, что повышает износостойкость элементов высшей пары и надежность механизма. Однако роликовые толкатели имеют большую массу, что приводит к росту инерционных нагрузок. Определение основных размеров механизма Рассчитываем линейные перемещения толкателя и функции скорости по формулам: Задаем значения Ку,с для φу= 70 град, φс= 85 град, μS = μV =0,002 м/мм, результаты расчета сводим в табл. 2 и 3
Расчетные параметры зубчатой передачиЗубчатое зацеплениеОсновную теорему зацепления можно сформулировать так: общая нормаль к профилям зубьев в точке их касания пересекает межосевую линию в точке Р, называемой полюсом зацепления и делящей межосевое расстояние на отрезки, обратно пропорционально угловым скоростям. Следствие: для обеспечения постоянного передаточного отношения положение полюса Р на линии центров должно быть постоянным. В процессе работы сопряженных (эвольвентных) профилей точка их касания все время перемещается по прямой NN. Эту прямую называют линией зацепления. Место (точку) входа в зацепление и выхода из него сопряженных зубьев можно определить при следующем геометрическом построении. Возьмем произвольное межосевое расстояние О1О2(рис.18, г) и разделим его в произвольном отношении O2P/O1P=u. Радиусами О2Р и O1P проведем начальные окружности зубчатых колес через точку Р,касательную ТТ кэтим окружностям и линию NN — нормаль к боковым поверхностям зубьев — под углом αω и касательной ТТ. Угол называют углом зацепления; в СНГ принят 20°. Примем произвольную высоту головки зубьев и проведем радиусами, равными 1/2da1 и 1/2da2,окружности выступов зубчатых колес (высота головки зуба шестерни и колеса должна быть одинаковой). При направлении вращения колес, указанном на рисунке, зубья войдут в зацепление в точке А (точке пересечения нормали с окружностью выступов колеса) и выйду: из зацепления в точке В (точке пересечения нормали с окружностью выступов шестерни). Все точки касания сопряженных зубьев будут лежать на участке АВ линии зацепления. Участок АВ называется рабочим участком линии зацепления. Необходимое условие непрерывности зацепления: дуга зацепления должна быть больше шага. В противном случае при выходе из зацепления одной пары зубьев вторая пара еще не войдет. Длина линии зацепления qa — отрезок линии зацепления, отсекаемый окружностями вершин зубьев сопряженных колес. Он определяет начало иконец зацепления пары сопряженных зубьев. Длина зацепления — активная часть линии зацепления. Межосевое расстояниеМежосевое расстояние (аw)– расстояние между осями зубчатых колёс по межосевой линии. Начальная поверхность зубчатого колеса – каждая из взаимокасающихся соосных поверхностей зубчатых колес передачи, относящаяся к данному зубчатому колесу, в любой точке касания которых проходящие через неё линии зубьев зубчатых колес передачи имеют общую касательную, и вектор скорости относительного движения зубчатых колес направлен вдоль неё или равен нулю. |