ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Проверка механизмов на избыточные связи из "Самоустанавливающиеся механизмы " Выше было установлено, что линейные и угловые отклонения в размерах звеньев не влияют на работу механизма без избыточных связей. Отсюда вытекает общее правило проектирования схем рациональных механизмов рациональный механизм должен собираться без натягов, даже если в размерах звеньев имеются отклонения от номинала (линейные и угловые). Иначе, при изменении линейных и угловых размеров звеньев в рациональном механизме не должно получаться натягов (имеется в виду изменение размеров только звеньев, а не кинематических пар). [c.11] Это правило можно применить и так. Разрежем одно из звеньев. Кинематика рационального механизма должна обеспечить возможность соединения его вновь без натяга сближением половинок звена по трем направлениям и путем относительного поворота их вокруг трех осей координат без деформаций звеньев. [c.11] При способе, предложенном С. А. Поповым, необходимо исследовать процесс сборки механизмов. Нужно рассмотреть кинематическую пару в контуре, которая собирается последней, и проследить за линейным сближением звеньев по трем осям координат и угловым поворотом вокруг трех осей координат. В число этих движений не включаются относительные движения звеньев, которые дает подвижность самой пары, но они рассматриваются при определении подвижности, оставшейся в механизме. [c.11] Если некоторые перемещения при сближении достигаются двумя путями, т. е. движением обоих сближающихся звеньев, то в механизме вследствие этого, будет подвижность. Если некоторые перемещения при сближении не достигаются подвижностями кинематических пар, а получаются только вследствие деформаций звеньев, это укажет на наличие избыточных связей. [c.11] Рассмотрим это на примере кривошипно-коромыслового механизма ОАВС с двумя вращательными парами О и С и двумя шаровыми А и В (рис. 1.2). Последняя пара, собираемая в контуре, будет В. [c.11] Для фавнения рассмотрим также аналогичный механизм, но у которого одна из сферических пар А заменена вращательной. [c.12] Вокруг осей. X, у и г подвижностей не требуется, так как они достигаются подвижностями самой пары. [c.12] Из вышеизложенного следует, что в качестве последней пары лучше брать пару с наименьщим числом условий связи, так как тогда придется рассматривать меньше видов сближения звеньев при сборке. Вариантом определения избыточных связей по натягам при сборке является метод подсчета угловых подвижностей, целесообразный для зубчатых механизмов. [c.12] В зубчатом зацеплении с цилиндрическими зубьями для обеспечения линейчатого контакта с равномерной нагрузкой по длине зуба пртем самоустанавливаемости необходима одна угловая подвижность на каждое зацепление. [c.12] Если число угловых подвижностей в механизме меньше числа зацеплений, то будут избыточные связи, нарушающие равномерное распределение нагрузки по длине зуба. Подробнее об этом см. в гл. 4. Еще один способ решения той же задачи предложил А. Ф. Попов [29]. [c.12] Кроме того, проверить механизм на наличие в нем избыточных связей можно путем подсчета их по структурным формулам. Известно, что авторы структурных формул предназначали последние для определения подвижности механизма, считая известным число учитываемых избыточных связей. Подвижностью механизма называют число независимых параметров, которые необходимо задать для определенности движения. Практически, однако, подвижность. механизма легко установить при внешнем осмотре механизма (получается проще и надежнее, чем по структурной формуле). Таким путем целесообразнее определять подвижность, подставляя ее значение в структурную формулу и находя из последней число юбыточ-ных связей. Ошибки при определении подвижности легко обнаружить по нелепому числу избыточных связей (например, отрицательному). [c.12] Может быть общая и. местная (пассивная) подвижность механизма. Местной условимся называть такую, которая не влияет на подвижность механизма в целом. Местную подвижность имеют ролики (вследствие возможного проскальзывания), блоки, шкивы, плавающие втулки и пальцы, шатуны и цилиндрические ползуны с шаровыми головками, а также кольца подшипников качения, если они на подвижной посадке (при рассмотрении подшипника). Шарики в желобе, кроме проскальзывания, имеют три местные подвижности — вращения вокруг трех осей координат. Звенья с местной подвижностью (плавающие пальцы и втулки, плоские толкатели в кулачковых механизмах) иногда применяют для обеспечения равномерного износа кинематических пар. [c.12] Местную подвижность могут иметь и группы звеньев. В большинстве случаев такая подвижность недопустима. Этот вопрос рассмотрим ниже. [c.12] Для вывода структурной формулы воспользуемся классами кинематических пар, т. е. числом связей, обусловленных данной парой. Связями в кинематической паре называют ограниченные относительные перемещения по заданной оси координат и ограниченные угловые перемещения вокруг этой оси. [c.12] Если ЧИСЛО ПОДВИЖНЫХ звеньев равно п, то они имеют 6 п степеней свободьх (каждое звено — три перемещения по трем осям координат и три вращения). Для определения подвижности механизма из них надо вычесть связи, накладываемые кинематическими парами. [c.13] Формулу А. П. Малышева можно также вывести из выражений для определения как внешних, так и внутренних (в кинематических парах) нагрузок в механизме. [c.13] В статически определимом механизме уравнений равновесия звеньев хватает для определения этих нагрузок. В механизме с избыточными связями их приходится дополнять уравнениями деформаций. Количество таких уравнений и будет равно числу избыточных связей. [c.13] Число внешних нагрузок — сил или моментов равно w + 1, что легко проверить на механизмах с = 1, 2 и т. д. [c.13] Интересно отметить, что у звена с местной подвижностью момент внешних сил вокруг соответствующей оси должен быть равен нулю. Это равенство может служить для контроля вычислений. [c.13] Другую структурную формулу предложил О. Г. Озол [25]. Он поддерживает целесообразность устранения избыточных связей и дает сразу формулу для определения их числа, т. е. [c.13] Вернуться к основной статье