Механизма работающего

Проектирование кулачкового механизма производится в определенной последовательности: 1) выбирают схему механизма;

Синтез механизма заключается в поиске оптимальной совокупности значений его внутренних параметров. С этой целью критерии оптимальности выражают целевыми функциями, в основе которых лежат математические модели механизмов, представленные таким образом, что при оптимальной совокупности внутренних параметров механизмов, соответствующей наилучшему значению выходных параметров, целевые функции имеют экстремальное значение. Примерами подобных функций являются зависимости, применяемые при подборе чисел зубьев рядовых и планетарных зубчатых передач (см. гл. 14). Если среди всех показателей качества выделить один критерий, наиболее полно отражающий эффективность проектируемой машины или механизма, то выбор оптимальной совокупности внутренних параметров механизма производится по целевой функции, формализующей этот частный критерий. Такая операция называется оптимизацией по доминирующему критерию. Остальные критерии при этом лишь ограничивают область допускаемых решений. Оптимизация по доминирующему критерию при всей простоте постановки задачи обладает тем недостатком, что остальные выходные параметры находятся обычно в области предельных значений.

Выбор схемы планетарного механизма производится с учетом рациональных значений передаточного отношения и к. п. д.

Выбор типа механизма производится в зависимости от характера движения ведущего звена и требуемого движения ведомого ввена, взаимного расположения траекторий точек этих звеньев, скоростей их движения и условий работы механизма. Тип меха-

Часто встречается задача о преобразовании вращательного движения в поступательное или наоборот. Читатель мог наблюдать работу паровой машины паровоза. В этой машине поступательное движение поршня вызывает -вращение ходовых колес. Это преобразование осуществляется при помощи так называемого кривошипно-ползунного механизма, подробное исследование которого произведено в настоящем курсе. Такую же роль выполняет и механизм автомобильного двигателя, осложненный дополнительным механизмом, вращающим задние колеса автомобиля. При помощи такого же механизма производится преобразование вращательного движения в поступательное в поршневых насосах и в машинах для получения сжатого газа — компрессорах.

После изучения структуры и кинематического анализа механизма производится его силовой расчет и расчет отдельных частей механизма на прочность. При расчете на прочность и в некоторых случаях силового расчета приходится интересоваться формами отдельных частей механизма, ибо прочность детали механизма зависит и от ее формы.

В главе I мы видели, что исследование механизма производится при помощи системы тригонометрических уравнений. Механизм, в состав которого входят двухповодковые группы, можно анализировать, решая системы, каждая из которых состоит только из двух тригонометрических уравнений. Решение такой системы сводится к решению одного квадратного уравнения. Исследование механизма

1°. До сих пор мы рассматривали механизмы с двумя степенями свободы, применяемые в практике, у которых закон изменения одной обобщенной координаты был задан. Динамическое исследование каждого такого механизма производится при помощи одного дифференциального уравнения, так что такие механизмы можно относить к системам с одной степенью свободы, для которых определяется закон 'изменения только одной обобщенной координаты.

При метрическом синтезе кинематической схемы механизма производится определение основных размеров его звеньев по заданной функции S (ф) или р (ф), определяющей движение исполнительного звена, или по заданной траектории одной из его точек и ряду ограничивающих условий и качественных критериев.

Определение реакции N4, х звена 4 на звено 1 (шарнир О) и уравновешивающей силы Рур механизма производится аналогичным образом. Сначала по уравнению равновесия определяют касательную составляющую N4, i = PI/II//I, после чего по векторному уравнению

Если геометрические места F0l, ГА* и ГА** построены, то выбор по ним определенного механизма производится на основании дополнительных условий. Эти дополнительные условия могут быть конструктивного порядка (например, требование обеспечения желательного соотношения размеров звеньев), динамического характера (например, обеспечения целесообразных углов передачи, уравновешенности механизма в отношении сил инерции) или связаны с технологическими соображениями (например, обеспечения на рабочем ходу по возможности постоянной скорости за счет смещения максимума скорости к середине хода).

механизма, работающего в старт-стопном режиме и обеспечить устойчивость работы следящих систем. Определение приведенного момента инерции механизмов рассматривается ниже в гл. 31. Здесь лишь укажем, что момент инерции механизма будет минимальным, если передаточные отношения и диаметры колес

При постоянном передаточном числе приведенный момент инерции является постоянной величиной для данного механизма, работающего с определенными движущимися массами.

Применение автоматической компенсации путем механического, принудительного передвижения резца может привести к ошибкам, а применение следящей системы, связанной с измерением размеров обработанных деталей, требует весьма высокой точности и чувствительности механизма, регулирующего положение резца на станке. При существующих напряженных режимах резания возникают значительные усилия и вызываемые ими отжа-тия технологической системы, чем затрудняется создание такого чувствительного механизма, работающего безотказно.

Здесь коэффициент 0,5 учитывает, что угловая скорость перемещения тел качения 3 в два раза меньше угловой скорости вращения ведущего диска 4. Ввиду трудности оценки точного значения етах для различных упругих тел (с учетом сил трения в точке контакта тела с жесткой опорой) передаточное отношение механизма, работающего на принципе прокатки упругого тела, должно уточняться эмпирически. Изготовленный по схеме, показанной на рис. 9.19, а, образец механизма при использовании упругого диска из резины обладал передаточным отношением о»!/со2 в диапазоне регулирования 5 -г- 30; в случае применения упругого диска толщиной 1,5 мм из стали 65Г, закаленной до твердости IIRC 48, и тел качения (шариков) диаметром 11,2 мм передаточное отношение находилось в пределах 500 ~ 10000.

домый выходной вал 5 получит прямое, т. е. нередуцированное, быстрое вращение через упругое кольцо 7, прижатое к торцу ручки 2 и связанное с валом 5. При повороте ручки 4 точной настройки тела качения 3 катятся по торцовой поверхности упругого кольца 1, опирающегося на торец ручки 2. Упругое кольцо 1 деформируется в точках контакта с телами качения и получает вращение в направлении движения ручки точной настройки, только со значительно меньшей по величине скоростью. Это вращение передается ведомому валу 5. Коэффициент уменьшения скорости зависит от упругих свойств кольца 1 и силы прижима его к торцу ручки 2 телами качения 3 и определяется выражением (9.9). Гайкой 12 можно плавно регулировать скорость вращения вала 5. Упругое кольцо 1 может быть выполнено как из неметаллических материалов (резина, полимеры), так и из металлических (сталь, латунь и др.). Схема редуцирующего механизма, работающего по принципу обратной схемы (см. рис. 9.18) прокатки упругого тела, показана на рис. 9.21. Механизм пригоден для передачи вращения в герметичное пространство, т. е. между ведомым и ведущим звеньями здесь может существовать сплошная непроницаемая стенка. Мембрана 1, выполненная из упругого материала, неподвижно и герметично прикреплена к неподвижной стенке 2, отделяющей герметичную зону (слева от стенки 2) от зоны привода

Вообще круг задач, которые возникают при изучении различных режимов движения, даже такой сравнительно простой системы, как обычный маятник, чрезвычайно широк, однако далеко не всегда методы решения этих задач и полученные при этом результаты могут быть применены к более сложным системам. В следующей главе мы остановимся на этом вопросе подробнее, а сейчас обратимся к составлению уравнения вынужденных колебаний механизма, работающего в условиях вибрации стойки.

Мы рассматриваем только установившиеся режимы возбуждения. При этом движение механизма, работающего в условиях плоской вибрации стойки, удовлетворяет неоднородному линейному дифференциальному уравнению второго порядка с периодическими коэффициентами.

Итак, выше показано, как произвести оценку динамической устойчивости механизма, работающего в условиях вибрации стойки, или пульсации внешней силы. Если характеристическая область целиком располагается в зоне устойчивости, можно утверждать, что при достаточно малых амплитудах возбуждения амплитуда колебания механизма будет оставаться малой. При этом предположения, принятые за исходные при составлении уравнения движения (постоянство инерционного, квазиупругого и других коэффициентов механизма), остаются в силе.

Теперь вернемся к уравнению (5.4) движения механизма, работающего в условиях вибрации стойки. После

В этом и следующем параграфах мы рассмотрим несколько примеров, дающих возможность получить представление о влиянии сухого трения на поведение механизма, работающего в условиях плоской вибрации его стойки. В частности, эти примеры дают наглядное представление о причинах, в силу которых сухое трение в кинематических парах может служить источником динамических ошибок механизма.

Стол 4 с лимбом 2 периодически поворачивается на заданный угол делительного механизма, работающего синхронно с механизмом резцедержателя.