double arrow

Функціональна схема на рівні типових механізмів

Рис. 2.5

На рис.2.4 зображена структурна схема плоского механізму довбального верстата, а на рис.2.5 його функціональна схема на рівні типових механізмів. Структурна схема механізму відповідно до прийнятих умовних позначень зображає ланки механізму, їх взаємне розташування, а також рухомі і нерухомі з'єднання між ланками. На схемі ланки позначені цифрами, кінематичні пари - заголовними латинськими буквами. Цифри в індексах позначення КП указують відносну рухливість ланок в парі, букви - на вигляд пари, який визначається видом відносного руху ланок (у - обертальне, п - поступальне, ц - циліндрове, вп - позначає вищу пару в якій можливе відносне ковзання з одночасним перекочуванням). Схема на Рис. 2.5 відображає структуру механізму у вигляді послідовного і паралельного з'єднання простих або типових механізмів. У цьому механізмі обертальний рух валу двигуна j1 в узгоджені рухи подачі j8 і долбяка S6. При цьому механічна енергія двигуна перетвориться: швидкісні складові енергетичного потоку по величині зменшуються, а силові - збільшуються. Структурні елементи (типові механізми) в цій схемі зв'язані між собою нерухомими з'єднаннями - муфтами. Схема показує з яких простих механізмів полягає досліджуваний, як ці механізми взаємозв'язані між собою (послідовно або паралельно), як відбувається перетворення вхідних рухів у вихідні (у нашому прикладі j1 в j8 і S6).

Проведемо структурний аналіз даного механізму. Число рухомих ланок механізму n=8, числокинематических пара pi=12, з них для плоского механізму одноподвижных p1=10 (обертальних p1в=8, поступальних p1п=2 і двохрухомих p2=2. Число подвижностей механізму на плоскості:

Wпл = 3Ч8 - (2Ч10 + 1Ч2) = 2 = 1 + 1

отримана дві рухливість діляться на основну або задану W0 = 1 і місцеву Wм = 1. Основна рухливість визначає основну функцію механізму перетворення вхідного руху f1 в два функціонально взаємозв'язаних f8 і S6. Місцева забезпечує виконання допоміжної функції: замінює у вищій парі кулачок - штовхач тертя ковзання тертям кочення. Якщо розглядати механізм як просторовий, то по-перше необхідно врахувати, що із збільшенням рухливості ланок з трьох до шести змінюються і рухливості деяких кінематичних пар. У нашому прикладі це вищі пари K і P, рухливість яких змінюється з двох до чотирьох, і нижча пара D, у якої рухливість збільшується до двох. З урахуванням сказаного, рухливість просторового механізму рівна:

Wпр = 6Ч8 - (4Ч1 + 5Ч9 + 2Ч2) = 48 - 53 = -5,

тобто як просторовий даний механізм не має рухливості, оскільки|тому що| число зв'язків в нім істотно|суттєвий| (на п'ять) перевищує сумарну рухливість всіх його ланок. Проте|однак| від розглянутого|розглядувати| раніше плоского варіанту просторовий механізм нічим не відрізняється, тобто|цебто| він має дві рухливість основну і місцеву. Як відмічено, вище зв'язки, що не змінюють|зраджують| рухливості механізму, є|з'являються| пасивними або надмірними|надлишковими|. Для нашого механізму чилсло| надмірних|надлишкових| зв'язків:

на плоскості|площині|

qпл = W0 + Wм - Wпл = 1 + 1 - 2 = 0;

у просторі|простір-час|

qпр = W0 + Wм - Wпр = 1 + 1 - (-5) = 7.

Виникає питання: чому при переході від плоскої до просторової моделі механізму виникають надмірні|надлишкові| зв'язки? При аналізі плоскої моделі механізму ми виключаємо з|із| розгляду три координати, а, отже, і зв'язки накладені по цих координатах. У плоскому механізмі апріорі задано, що осі всіх обертальних і вищих пар перпендикулярні|перпендикуляр|, а осі поступальних паралельні плоскості|площині|, в якій розглядається|розглядує| механізм. При просторовому аналізі механізму ця умова відсутня. У нашому механізмі 12 кінематичних пар і, отже, 12 таких умов. Якщо врахувати, що при переході від плоскої моделі до просторової загальне|спільне| число подвижностей| в КП збільшилося на п'ять, то отримаємо|одержуватимемо| сім надмірних|надлишкових| зв'язків (оскільки 12 - 5 = 7). Відомо, що надмірні|надлишкові| зв'язки виникають тільки|лише| в замкнутих кінематичних ланцюгах|цепах|. Тому при аналізі структури механізму важливо|поважно| знати число незалежних контурів, утворених його ланками. За незалежний вважається контур що відрізняється від останніх хоч би|хоча би| на одну ланку. Розрахунок числа контурів для механізму проводять по формулі Гохмана Х.І.:

K = pi - n = 12 - 8 = 4

де:   K - число незалежних контурів в механізмі; pi - число КП в механізмі; n - число рухомих ланок в механізмі.

Понравилась статья? Добавь ее в закладку (CTRL+D) и не забудь поделиться с друзьями:  



Сейчас читают про: