Механизма определяется

Кинематическая схема механизма является «скелетом» реальной конструкции машины. Выбор и проектирование схемы механизма определяет первый и основной этап проектирования машины. Выбор размеров и материала деталей будущей машины определяет следующий этап проектирования конструкций. Проектирование

Планы механизма. Изображение кинематической схемы механизма в выбранном масштабе, соответствующее определенному положению начального звена (или начальных звеньев для механизмов с несколькими степенями свободы), называется планом механизм а. Масштаб плана механизма определяет размеры отрезков, изображающих длину звеньев и координаты тсншк звеньев. Мас-щт^гтглана мехаьгйзма обозначают через ~jI7'i'~ сдинице j?^~ [мм/м], т. е. под масштабом длины понимают отношение отрезка на плане в мм* к числовому значению _ длшш_._изобр_ажаем<>го _звена в едини" ца\СИ, т. е. в м. Например, ц/ = Л#Д1Н, ц,, = НС/1цс, где \А'В\ = == [ВС] = мм; [/лв] = [/не] — м; [[«,/] =мм/м.

При проектировании кулачковых механизмов необходимо удовлетворить различные требования минимума габаритных размеров контактных напряжений и потерь на трение, исключения возможности заклинивания при работе и др. Для снижения материалоемкости обычно стремятся к уменьшению габаритных размеров. Так как угол давления определяется направлениями вектора скорости выходного звена и нормали к профилю кулачка, то, следовательно, выбор геометрических размеров механизма определяет и его эксплуатационные свойства. Для всего диапазона изменения передаточной функции необходимо обеспечить значение угла давления, меньшее минимально допустимого осд Размеры, полученные из условия обеспечения требуемых качественных характеристик и определяющие габаритные размеры механизма, называют основными. Установим связь между углом давления и геометрическими размерами механизма с толкателем. Аналитическое выражение передаточной функции определится^ из подобия треугольников, образованных векторами скорости VA,, VA,, VACA, на плане скоростей (рис. 15,3) и ЛО,ЛВ на схеме механизма:

са входного звена / (рис. 19.5) проводится стрелка в направлении зацепления зубчатых колес / и 2. Стрелка на колесе 2 проводится-перпендикулярно его оси таким образом, чтобы острие шло навстречу стрелке /. В этом же направлении проводится стрелка на колесе 2'', острие которой будет направлено в сторону удаления от зацепления зубчатых колес 2' и 3. Аналогично на колесе 3 располагаем стрелку в направлении удаления от зацепления колес 2 и 3. Одинаковое или противоположное направление стрелок на входном и выходном звеньях механизма определяет положительный или отрицательный знак передаточного отношения.

Кинематическая схема механизма является «скелетом» реальной конструкции машины. Выбор и проектирование схемы механизма определяет первый и основной этап проектирования машины. Выбор размеров и материала деталей будущей машины определяет следующий этап проектирования конструкций. Проектирование

Планы механизма. Изображение кинематической схемы механизма в выбранном масштабе, соответствующее определенному положению начального звена (или начальных звеньев для механизмов с несколькими степенями свободы), называется планом механизма. Масштаб плана механизма определяет размеры отрезков, изображающих длину звеньев и координаты точек звеньев. Масштаб плана механизма обозначают через i/ с единицей — [мм/м], т. е. под масштабом длины понимают отношение отрезка на плане в мм к числовому значению длины изображаемого звена в единицах СИ, т. е. в м. Например, ц/ = АВ/1лн, (л/ = ВС/1вс, где [АВ] = = [ВС] = мм; [^й] = [/вс] = м; [jj,,] = мм/м.

Допуск на точность механизма определяет границы поля допустимых значений суммарной ошибки механизма. Он располагается симметрично относительно номинального положения ведомого звена. Во всех случаях практики предельное значение полной суммарной ошибки механизма не должно превышать допуск на точность механизма.

Число звеньев и пар, входящих в состав механизма, определяет его структура. Поэтому ф°РмУлУ (1.8) называют структурной формулой плоской кинематической цепи (механизма), поскольку она устанавливает зависимость числа степеней свободы цепи от ее структуры (строения).

Цикл движения кулачкового механизма включает интервалы двух типов: перемещения и останова ведомого звена. Число интервалов каждого типа, их длительности и относительное расположение могут быть различными. Структуру (строение) цикла движения механизма определяет его цикловая диаграмма.

Комбинированный механизм включает элементы различных выше рассмотренных трех основных групп механизмов. Различают три группы комбинированных механизмов: зубчато-стержневые, кулачков о-стержневые и зубчато-кулачковые. Название механизма определяет, какие из основных механизмов входят в его состав. Число типов комбинированных механизмов, особенно первых двух групп, велико.

Все механизмы, которые образуются из простого кривошипа при помощи последовательного наслоения простых многоповодковых цепей нормального типа, Ассур называет механизмами первого класса. При этом наиболее сложная группа, входящая в состав механизма, определяет следующее подразделение класса — порядок. Так, кривошипу (ведущему звену) присваивается первый порядок, механизмам, составленным из двухповодковых групп, — второй порядок, механизмам, в состав которых

Группы Ассура подразделяются на классы в зависимости от их строения, Класс же механизма определяется наивысшим классом группы Ассура, образовавшей его ведомую часть.

Класс механизма определяется наивысшим классом группы Ассура, которая входит в его состав. Следует иметь в виду, что изменением ведущего звена можно

8°. Если в состав механизма входят группы различных классов, то класс механизма определяется по той группе, которая

Таким образом, имеем п = 7 и рл = 10. Так как в механизме отсутствуют лишние степени свободы и пассивные связи, то степень свободы механизма определяется по формуле Чебышева:

Как было показано в § 60, радиус-вектор rs центра S масс звеньев механизма определяется как геометрическая сумма отрезков, представляющих векторы главных точек отдельных звеньев. Так, для механизма шарнирного четырехзвенника ABCD (рис. 13.32), если обозначить массы звеньев 1, 2 и 3 соответственно через rnlt т2 и /п3, расстояния центров тяжести 5Х, S^ и S3 этих звеньев от точек А, В и С — через alt о2 и as, и длины звеньев — через /,, /о и /з. то радиус-вектор rs центра S масс его звеньев

1°. Полным временем движения механизма назовем промежуток времени от момента начала движения механизма до момента конца сто движения. Так как закон движения всех звеньев механизма определяется законом движения начального звена, то полным временем движения механизма является также промежуток времени от момента начала движения начального звена до момента конца его движения.

т. е. приращение кинетической энергии Г,, на участке 2—3 выражается площадью [2"2'3'3"\ мм'2, умноженной на произведение масштабов щ, и ц,л/. Полученную величину откладываем (рис, 16.1, б) на ординате в точке 3 в виде отрезка 3" — 3' в масштабе цг, прибавляя его к предыдущему отрезку (2 — 2') = (3 — 3"), и т. д. Ординаты диаграммы кинетической энергии увеличиваются до положения 7, где в точке 7' она имеет вершину, соответствующую одному из максимумов кинетической энергии. Далее на участке 7—10 кривая опускается, так как заштрихованная площадь (рис. 16.1, а), заключенная между этими точками оси абсцисс, имеет знак минус. Начиная с точки 10 кривая кинетической энергии Т — Т (ф) поднимается до положения 13, где эта кривая опять имеет вершину в точке 13' , и т. д. На участке 13 — 3/, где диаграмма описывает установившееся движение, кривая повторяется через каждый цикл движения механизма, соответствующий углу ф0, причем ордината ее достигает то своего максимума, то своего минимума. В положении 3/ ордината кривой Т = Т (<р) имеет последний максимум, после чего кривая опускается вследствие наличия на участке 31 — 37 только одних сил сопротивления. Точка 37, соответствующая моменту остановки механизма, определяется путем постепенного вычитания из ординат кривой кинетической энергии величин, пропорциональных площадям кривой сопротивлений на участке 3/ — 37. Момент остановки механизма соответствует полному исчерпыванию кинетической энергии, накопленной в период разбега. Очевидно, что расход накопленной кинетической энергии может быть ускорен путем введения дополнительных сопротивлений (например, с помощью тормозов). Так, например, вводя дополнительное сопротивление в виде тормозного момента Al,,op = const, показанного на рис. 16.1, а штрихпунктир-ной кривой а — а, можно кинетическую энергию механизма израсходовать раньше., и тогда механизм остановится в положении, соответствующем точке 36 (рис. 16.1,6). Зуо изменение кривой Т = Т (ф) кинетической энергии показано штриховой линией. Нетрудно для этого случая подсчитать работу, которую надо затратить. Она выражается площадью STOP мм2 (рис. 15.1, а), и полная работа торможения ЛТОР равна

Выбор той или иной кинематической схемы механизма определяется в первую очередь из конструктивных соображений необходимостью воспроизведения требуемого по условиям технологического процесса движения выходного звена. Выбор закона движения выходного звена в функции обобщенной координаты является основным этапом в проектировании кулачкового механизма. При выборе закона движения необходимо, чтобы этот закон удовлетворял требованиям того технологического процесса, для выполнения которого проектируется кулачковый механизм.

Число степеней свободы W пространственного механизма определяется по формуле А. П. Малышева:

Класс механизма определяется наивысшим классом группы Ассура, которая входит в состав механизма.

Определение профилей кулачка. На втором этапе синтеза кулачкового механизма определяется профиль кулачка (кинематический синтез). Результаты заносят в таблицу и строят (обрабатывают) профиль кулачка.