Uvod
1. Pregled literature
3. Kinematička analiza mehanizam
4. Analiza kinetostatskog mehanizma
Zaključak
Dizajn i istraživanje kliznog mehanizma sita
Obim obrazloženja je 37 listova, 4 ilustracije, 10 tabela, 2 dodatka, 3 korišćena izvora.
Predmet dizajna kursa je ručica klizni mehanizam. IN rad na kursu Provedeno je istraživanje mehanizma radilice-klizača. Provedene su strukturne, kinematičke, kinetostatske analize.
Konstruktivnom analizom utvrđen je sastav koljenasto-kliznog mehanizma. U kinematičkoj analizi brzine i ubrzanja tačaka mehanizma određuju se metodama planova i kinematičkih dijagrama. IN kinetostatska analiza Proračun sile je proveden metodom plana sila i metodom Žukovskog.
Uvod
Svrha nastavnog rada je konsolidacija i sistematizacija, proširenje teorijskih znanja, kao i razvoj računskih i grafičkih vještina studenata.
Razvoj moderne nauke i tehnologije neraskidivo je povezan sa stvaranjem novih mašina. U tom smislu, zahtjevi za novim razvojima su sve stroži. Glavni su: visoke performanse, pouzdanost, proizvodnost, minimalne dimenzije i težina, jednostavnost upotrebe i efikasnost.
Racionalno dizajnirana mašina mora da zadovolji društvene zahteve - sigurnost održavanja i stvaranja najboljim uslovima za operativno osoblje, kao i operativne, ekonomske, tehnološke i proizvodne zahtjeve. Ovi zahtjevi predstavljaju složen skup problema koji se moraju riješiti prilikom projektovanja nove mašine.
Predmet dizajna ovog nastavnog rada je mehanizam radilice.
Teorija mehanizama i mašina je nauka koja proučava strukturu (strukturu), kinematiku i dinamiku mehanizama u vezi sa njihovom analizom i sintezom.
Cilj teorije mehanizama i mašina je analiza i sinteza tipičnih mehanizama i njihovih sistema.
Problemi teorije mehanizama i mašina su raznovrsni, a najvažniji od njih se mogu grupisati u tri celine: analiza mehanizama, sinteza mehanizama i teorija automatskih mašina.
Analiza mehanizma se sastoji od proučavanja kinematičkih i dinamičkih svojstava mehanizma prema njegovoj datoj šemi, a sinteza mehanizma se sastoji od projektovanja šeme mehanizma prema njegovim datim svojstvima.
Iz svega navedenog proizilazi da je teorija mehanizama i mašina, u kombinaciji sa predmetima iz teorijske mehanike, mašinskih delova, tehnologije mašinstva, čvrstoće materijala, disciplina koja se direktno bavi ranije navedenim problemima. Ove discipline su osnovne u obuci stručnjaka koji rade u oblasti mašinstva.
Prilikom rješavanja problema projektovanja kinematičkih dijagrama mehanizama potrebno je voditi računa o strukturnim, metričkim, kinematičkim i dinamički uslovi, osiguravajući da dizajnirani mehanizam reproducira dati zakon kretanja.
Savremene metode kinematičke i kinetostatičke analize vezane su za njihovu strukturu, odnosno način formiranja.
Strukturne i kinematičke analize mehanizama imaju za cilj proučavanje teorije strukture mehanizama, proučavanje kretanja tijela koja ih formiraju, sa geometrijske tačke gledišta, bez obzira na sile koje uzrokuju kretanje ovih tijela.
Dinamička analiza mehanizama ima za cilj proučavanje metoda za određivanje sila koje djeluju na tijela koja formiraju mehanizam pri kretanju ovih tijela, sila koje na njih djeluju i masa koje ta tijela posjeduju.
1. Pregled literature
Pri proučavanju mehanizma koriste se metode proračuna i projektovanja savremenih automatizovanih mašina visokih performansi. Racionalno projektovana mašina mora da zadovolji zahteve za siguran rad i stvaranje najboljih uslova za rad osoblja, kao i operativne, ekonomske, tehnološke i proizvodne zahteve. Ovi zahtjevi predstavljaju složen skup problema koji se moraju riješiti prilikom projektovanja nove mašine.
Rješenje ovih problema u početnoj fazi projektovanja sastoji se u izvođenju analize i sinteze projektovane mašine, kao iu njenom razvoju. kinematička šema, pružajući dovoljnu aproksimaciju traženog zakona kretanja.
Za ostvarivanje ovih zadataka potrebno je prvo proučiti osnovne principe teorije mašina i opšte metode kinematička i dinamička analiza i sinteza mehanizama, kao i sticanje vještina u primjeni ovih metoda na proučavanje i projektovanje kinematičkih dijagrama mehanizama i mašina razne vrste.
Mašina je uređaj koji je stvorio čovjek da proučava i koristi zakone prirode kako bi olakšao fizički i mentalni rad, povećao njegovu produktivnost i olakšao ga djelomičnim ili potpuna zamjena osoba u svojim radnim i fiziološkim funkcijama.
Sa stanovišta funkcija koje obavljaju mašine, mašine se mogu podeliti u sledeće grupe:
a) energetske mašine (motori i generatori);
b) radne mašine (transportne i tehnološke mašine);
c) informacione mašine (matematičke i upravljačke mašine);
d) kibernetičke mašine.
Sa razvojem savremene nauke i tehnologije sve se više koriste sistemi automatskih mašina. Skup automatskih mašina povezanih međusobno i dizajniranih za obavljanje određenog tehnološki proces, naziva se automatska linija. Moderne razvijene i savršene mašine najčešće su kombinacija mnogih uređaja, čiji se rad zasniva na principima mehanike, termofizike, elektrotehnike i elektronike.
Mehanizam je umjetno stvoren sistem tijela dizajniran da transformiše kretanje jednog ili više tijela u potrebna kretanja drugih tijela. Na osnovu funkcionalne namjene, mašinski mehanizmi se obično dijele na motorne i konvertorske; transmisioni mehanizmi; aktuatori; mehanizmi upravljanja, kontrole i regulacije; mehanizmi za hranjenje, transport, hranjenje i sortiranje obrađenih medija i predmeta; mehanizmi za automatsko brojanje, vaganje i pakovanje gotovih proizvoda.
Unatoč razlici u funkcionalnoj namjeni pojedinih tipova mehanizama, njihova struktura, kinematika i dinamika imaju mnogo zajedničkog. Stoga je pri proučavanju mehanizama različite funkcionalne namjene moguće koristiti opće metode zasnovane na osnovnim principima moderne mehanike.
Glavne vrste mehanizama:
1) štapni mehanizmi se koriste za pretvaranje kretanja ili prenosa sile u mašinama;
2) u mnogim slučajevima postoji potreba za projektovanjem mehanizama koji uključuju elastične karike u obliku opruga, opruga, elastičnih greda itd.;
3) zupčasti mehanizmi se koriste za prenos obrtnog kretanja između osovina sa paralelnim ili neparalelnim osama;
4) grebenasti mehanizmi se koriste za komuniciranje periodičnih ili ograničenih epizodnih pokreta na pogonsku vezu mehanizma prema datom
novi ili izabrani zakon;
5) praktično se koriste kao fleksibilne karike koje prenose kretanje s jednog čvrstog tijela u mehanizmu na drugo raznih oblika presjek pojaseva, užadi, lanaca, niti itd.;
6) frikcioni mehanizmi - mehanizmi kod kojih se prenos kretanja između dodirujućih tela vrši trenjem;
7) mehanizmi kretanja sa zaustavljanjima;
8) koriste se klinasti i vijčani mehanizmi razne vrste stezni elementi ili uređaji koji zahtijevaju velike sile na izlaznoj strani s ograničenim silama koje djeluju na ulaznoj strani;
9) veće mogućnosti u pogledu reprodukcije zakona kretanja gonjenih karika u odnosu na čisto polužne, zupčaste ili druge mehanizme daju takozvani kombinovani mehanizmi, koji kombinuju polugu, zupčanik, bregastu i druge mehanizme u različitim kombinacijama;
10) po potrebi se koriste mehanizmi promenljive strukture: za zaštitu karika mehanizama od slučajnih preopterećenja; izvršiti potrebna kretanja pogonjenih karika u zavisnosti od prisustva ili odsustva nosivosti; promijeniti brzinu ili smjer kretanja pogonske karike mehanizma bez zaustavljanja motora iu mnogim drugim slučajevima;
11) mehanizmi sa datim relativnim kretanjem karika;
12) hidraulički mehanizmi - skup translacionih ili rotacionih mehanizama, izvor ubrizgavanja radni fluid, kontrolna i regulaciona oprema;
13) pneumatski mehanizmi su klipni ili rotacioni mehanizmi kod kojih se kretanje vrši energijom komprimirani zrak, tj. gas se u ovim mehanizmima koristi kao nosilac energije;
Najkritičnija faza u projektovanju mašina je izrada strukturnih i kinematičkih dijagrama mašine, koji u velikoj meri određuju dizajn pojedinih komponenti i delova, kao i performanse automobili.
U ovom kursu će se razmatrati mehanizam radilice-klizača.
Mehanizam radilice jedan je od najčešćih. To je glavni mehanizam u svim klipnim (motorima) unutrašnjim sagorevanjem, kompresori, pumpe, mašine za ekspanziju gasa), poljoprivredne (kosilice, žetelice, kombajni) i kovačke mašine i prese.
U svakoj funkcionalnoj opciji, dizajn mora uzeti u obzir specifične zahtjeve za mehanizam. Međutim, matematičke ovisnosti koje opisuju strukturu, geometriju, kinematiku i dinamiku mehanizma bit će gotovo iste za sve različite primjene. Glavna ili glavna razlika između TMM i akademske discipline, proučavanje metoda projektovanja specijalne mašine, je da se TMM fokusira na proučavanje metoda sinteze i analize zajedničkih za datu vrstu mehanizma, nezavisno od njegove specifične funkcionalne svrhe.
Pokretno-klizni mehanizam je radilica-klizni mehanizam sa beskonačno dugačkom klipnjačem, koji je strukturno transformisan u kameni klizač. Njegova vodilica, klizač, je integralna sa klizačem, što čini harmonično kretanje. Stoga su pomaci klizača proporcionalni kosinusu kuta rotacije poluge. Ovaj mehanizam, koji se naziva i sinusni mehanizam, koristi se u malim klipnim pumpama i kompresorima, uređajima za ostvarivanje skladnog kretanja klizača ili određivanje vrijednosti proporcionalnih sinusu ili kosinusu kuta rotacije poluge itd.
Ovisno o namjeni i uvjetima rada, mehanizmi sa višim parovima mogu se podijeliti na više tipova, od kojih su glavni bregasti, zupčani, frikcioni, malteški i čegrtaljci.
Grebenasti mehanizam je mehanizam čiji je najviši par formiran od karika koje se nazivaju bregast i potiskivač. Razlikuju se po obliku svojih elemenata. Oblik potisnog elementa može se uzeti proizvoljan, a oblik bregastog elementa se bira tako da se za dati potisni element osigura traženi zakon kretanja vođene karike. Najjednostavniji bregasti mehanizam je trokraki, koji se sastoji od brega, potiskivača i podupirača; njegova vodeća karika je obično kamera.
Zupčasti mehanizam, tj. mehanizam, čiji je najviši par formiran od zupčanika, može se smatrati posebnim slučajem bregastog mehanizma, budući da je zupčanik poput višestrukog brega. Mehanizmi zupčanika služe uglavnom za prijenos rotacijskog kretanja između bilo koje dvije ose s promjenom ugaone brzine pogonjenog vratila.
Mehanizam trenja je mehanizam u kojem se prijenos rotacijskog kretanja između karika koje formiraju viši par vrši zbog trenja između njih. Jednostavan frikcioni mehanizam sastoji se od tri karike - dva rotirajuća okrugla cilindra i postolja.
Mehanizmi trenja se često koriste u kontinuirano promjenjivim prijenosima. Pri konstantnoj kutnoj brzini diska, pomicanjem kotača-valjka duž njegove ose rotacije, možete glatko mijenjati ne samo njegovu kutnu brzinu, već čak i smjer rotacije.
Malteški mehanizam konvertuje neprekidnu rotaciju vodeće karike - poluge sa fenjerom - u isprekidanu rotaciju gonjene - "križa".
Mehanizam za začepljenje sa pogonskom papučicom služi za pretvaranje povratnog rotacionog kretanja u povremeno rotaciono kretanje u jednom smeru. Pokretna klackalica sa papučicom postupno okreće začepni točak. Zaglavak sprečava rotaciju točka poleđina. Gornji par ovdje je formiran od papučice i točaka.
Malteški i čegrtaljki mehanizmi se široko koriste u alatnim mašinama i instrumentima.
2. Strukturna analiza mehanizam
Mehanizam tutnjave (slika 1) se sastoji od pet karika: 1 – radilica OA, koja čini rotaciono kretanje; 2 – klizač A, koji vrši povratno kretanje duž klizača; 3 – klackalice ABC, koje vrše ljuljanje oko šarke B; 4 – klipnjača CD; 5 – klizač D, koji izvodi povratno kretanje; kao i sedam kinematičkih parova.
Slika 1 – Šema mehanizma poluge
Određivanje stepena kretanja mehanizma
Stupanj mobilnosti mehanizma određuje se Chebyshev formulom:
W = 3n – 2P 5 – P 4 , (2.1)
Gdje je n broj pokretnih karika za mehanizam, n =5;
P 5 – broj kinematičkih parova klase V, P 5 = 7;
P 4 – broj kinematičkih parova IV klase, P 4 = 0.
Zamjenom numeričkih vrijednosti dobijamo:
W = 3·5 – 2·7 – 0 = 1.
Shodno tome, stepen pokretljivosti mehanizma, koji ukazuje na broj vodećih karika u mehanizmu koji se proučava, jednak je 1. To znači da je jedna pogonska karika dovoljna za rad mehanizma.
Podjela mehanizma na strukturne grupe
Prema klasifikaciji I. I. Artobolevskog, proučavani mehanizam podijelit ćemo u strukturne grupe. Sito mehanizam (slika 1) sastoji se od vodeće karike 1 i dvije strukturne grupe II klase 2 reda.
Obje strukturne grupe pripadaju trećem tipu: prva (linkovi 2 i 3), i druga (linkovi 4 i 5). Strukturne grupe se sastoje od 2 karike i 3 kinematička para. Formula za strukturu mehanizma je:
3. Kinematička analiza zupčanik
Pogon polužnog mehanizma sita, koji se sastoji od planetarnog mjenjača i zupčanika, prikazan je na slici 2. Planetarni mjenjač koji se sastoji od nosača i četiri točka sa vanjskim prijenosom ima omjer prijenosa i H3 = 10. Zupčanici ugrađeni iza planetarnog mjenjača imaju sljedeće brojeve zubaca: z 4 = 12, z 5 = 28.
Slika 2 – Pogon polužnog mehanizma
Omjer prijenosa zupčanici 4 i 5 određuje se formulom
Ukupni omjer prijenosa cijelog pogona određen je formulom
Evo nekih parametara zupčanika i planetarnog mjenjača: m I =3,5 mm; m II = 2,5 mm; međuosni razmak zupčanika – a w = 72 mm; ugaona brzina pogonsko vratilo(osovina motora) – ω d = 150,00 rad/s. Odredimo ugaonu brzinu pogonske karike sita mehanizma – ω 1 prema formuli:
ω 1 = ω d / i 15 , (3.3)
ω 1 = 150 / 23,33 = 6,43 rad/s.
4. Kinematička analiza polužnog mehanizma
Svrha kinematičke analize je određivanje brzina i ubrzanja karakterističnih tačaka mehanizma poluga-klizača ekrana.
Izrada planova za položaje mehanizama
Parametri proučavanog mehanizma (slika 1) dati su u tabeli 1.
Tabela 1 - Parametri mehanizma
| ω 1 , rad/s |
||||||
Razmjer plana mehanizma određen je formulom
gdje je l OA – prava dužina poluge OA, m;
OA – dužina radilice OA na crtežu, mm.
Zamjenom podataka dobijamo
m l = 
Postupak izrade plana obezbjeđenja ovaj mehanizam:
– označiti na crtežu položaj centara rotacije radilice T.O i klackalice T.C;
– ocrtavamo putanje kretanja tačaka A i O ovih delova;
– podijeliti putanju radilice OA na 12 jednakih dijelova;
– iz dobijenih tačaka A 0, A 1, A 2, ..., A 12 povlačimo prave do t.B;
– iz tačke B povlačimo okomice, uzimajući ugao ABC jednak 90◦;
– određujemo položaj tačke C na određenim pozicijama radilice OA;
– iscrtati segment CD na skali tako da tačka D leži na pravoj liniji OVD;
– metodom zarezivanja određujemo položaj tačke D na određenim pozicijama radilice OA;
– u smjeru kazaljke na satu stavljamo OA ručicu u novi položaj i ponavljamo konstrukciju;
– na crtežu označavamo putanje krajnjih tačaka karika i položaj centara mase karika.
Konstrukcija dijagrama kretanja radne karike
Za konstruiranje kinematičkih dijagrama razmatra se 12 pozicija kretanja mehanizma (duž radilice OA) metodom grafičke diferencijacije.
Razmotrimo kretanje izlazne veze. Uzmimo nultu poziciju kao početnu tačku (ujedno je i posljednja). Osu apscise dijelimo na 12 jednakih dijelova. Na osi ordinata crtamo udaljenosti koje je prešla tačka D u pravoj liniji (na linku 5) od krajnje lijeve do krajnje desne pozicije koja odgovara datom trenutku vremena. Koristeći dobivene točke, konstruiramo dijagram pomaka φ = φ(t) izlazne veze.
Određujemo skalu pomaka iz ugla rotacije i u vremenu:
gdje je l udaljenost na crtežu puni okret radilica OA, mm;
n – broj okretaja u minuti rotacije radilice OA, o/min, određen formulom
Uzimajući dužinu punog okreta na crtežu 180 mm, odredimo skalu
Uzmimo malo manji razmjer pokreta
m s = 
Grafička diferencijacija dijagrama brzine i ubrzanja izlazne veze. Odabravši proizvoljnu udaljenost polova H v = (40...60 mm) = 50 mm, izračunavamo skalu dijagrama brzina m V
(4.5)
Zamijenjujemo krivulju pomaka skupom tetiva, odabiremo razmak polova i konstruiramo koordinatni sistem. Da bismo to učinili, na grafu brzine, paralelno s tetivama, konstruiramo prave linije koje prolaze kroz pol. Od tačke preseka prave linije sa S osom, povucite pravu liniju paralelnu sa t osom do željene pozicije. Rezultirajuće tačke povezujemo serijski, što rezultira grafikom brzina izlazne veze. Slično dijagramu brzina, birajući proizvoljnu vrijednost udaljenosti polova H A jednaku 40 mm, izračunavamo skalu dijagrama ubrzanja m A
(4.6)
Izrada dijagrama ubrzanja slična je konstruiranju dijagrama brzina.
Izrada planova brzine za tri pozicije
Da biste konstruirali, morate znati brzinu tačke A u rotirajućem kretanju veze OA. Odredimo to iz formule:
V A 1 = 
Za izradu planova brzine izabraćemo položaje mehanizma: prvi, sedmi i deseti. Za sve pozicije konstrukcija je slična, pa ćemo opisati algoritam konstrukcije. Odredimo karakteristične tačke za konstrukciju: referentne tačke - A1, B6, D6, C3; i osnovni – A3, D4. Kreirajmo vektorske jednadžbe za brzine ovih tačaka:
(4.8)
(4.9)
Pravimo plan brzine. Crank OA se kreće sa konstantna brzina. Od pola – P plana brzine u smjeru rotacije radilice okomito na OA, crtamo vektor brzine (Pa 1), uslovno uzimajući njegovu dužinu na 80 mm. Zatim određujemo skalu plana brzine:
m V = 
U skladu sa sistemom jednačina (4.8) pravimo odgovarajuće konstrukcije. Da bismo to učinili, kroz tačku a 1 povučemo pravu liniju paralelnu sa BA, a od pola P povučemo pravu liniju okomitu na AB, jer je brzina B6 nula. Tako dobijamo tačku a 3. Kako tačka C pripada vezi ABC, ona se može naći na planu brzine pomoću teoreme sličnosti. Njegovu lokaciju određujemo omjerom dužina ABC poluge i omjera dužina brzina a 3 u 6 c 3. Zatim koristimo sistem vektorskih jednačina (4.9). Nakon što smo pronašli točku sa 3, od nje odlažemo okomicu na klipnjaču SD. Od pola povlačimo pravu liniju paralelnu pravoj VD; pošto je brzina tačke b 6 nula, time dobijamo tačku d 4. Određujemo položaje vektora brzina centara mase iz teoreme sličnosti. Pošto je centar mase veze OA u tački O, onda će na planu brzine biti u tački P. Položaj centra S 4 na planu brzine će biti određen na liniji sa 3 d 4, u sredini segmenta. Na segmentu b 6 a 3 nalazimo iz proporcije (4.11) položaj tačke S 3:
Za sve tri pozicije izračunat ćemo brzine iz grafičke konstrukcije, uzimajući u obzir njihovu konverziju u prirodnu veličinu, mjereći dužinu vektora koji odgovaraju brzinama i množeći ih skalom plana brzine:
Tabela 2 - Stvarne vrijednosti brzine karakterističnih tačaka polužnog mehanizma u tri položaja
| Položaj mehanizma |
Brzina u tački |
Dužina vektora od tlocrta (rn), mm |
||
Izrada planova ubrzanja za tri pozicije
Napravimo sistem vektorskih jednadžbi za ubrzanja polužnog mehanizma po analogiji sa jednadžbama vektorske brzine:
(4.13)
(4.14)
Odredimo normalno ubrzanje tačke A veze OA. Pošto se karika rotira konstantnom brzinom, nema tangencijalnog ubrzanja. tada imamo:
Predstavimo algoritam za izradu plana analoga ubrzanja na primjeru prve pozicije. Ostale konstrukcije se izvode na sličan način.
Započinjemo konstruiranje plana konstruiranjem ubrzanja tačke A. Nacrtajmo ga na skali od pola P, sa smjerom vektora od A do O. Odredimo skalu ubrzanja proizvoljno uzimajući dužinu ubrzanja a 1 = 80 mm na crtežu:
m a = 
Odredimo ugaone brzine ABC i SD veza. Njihove vrijednosti pronalazimo pomoću formule (4.17), a usmjerene su paralelno s odgovarajućim vezama iz bazne točke.
(4.17)
Ugaonu brzinu za svaku vezu nalazimo iz plana brzine. Sumiramo dobijene vrijednosti u tabeli 3.
Tabela 3 - Ugaone brzine karika i normalna ubrzanja
| Pozicija |
Brzina |
Vrijednost, m/s |
Normalno ubrzanje |
što znači, |
Vrijednost skale, mm |
Konstrukcija se izvodi pomoću sistema vektorskih jednačina. Tangencijalna ubrzanja su usmjerena okomito na karike. Uzimajući sve ovo u obzir, napravićemo plan ubrzanja za pozicije mehanizma: 1, 7, 10. Tačka 3 se nalazi po analogiji sa planom brzine. Pronalazimo Coriolisovo ubrzanje koristeći formulu:
(4.18)
(4.19)
Dobijene vrijednosti sumiramo u tabeli 4. Položena je u smjeru rotacije za 90° od vektora brzine. Relativna brzina ima smjer paralelan kretanju, dovodeći vektore u red. Pronađite tačku a 3 i d 4.
Tabela 4 - Proračun Coriolisovog ubrzanja
Rezultate svih proračuna grafičkom metodom i diferencijacijom sumiramo u tabeli 5.
Tabela 5 – Tabela konvergencije
Odstupanja u vrijednostima brzina i ubrzanja pronalazimo pomoću formula:
(4.20)
(4.21)
gdje je vrijednost ubrzanja iz plana, m/s 2 ;
– vrijednost ubrzanja iz dijagrama, m/s 2 ;
V D4 – vrijednost brzine iz plana, m/s;
V pp D4 – vrijednost brzine iz dijagrama, m/s.
5. Analiza kinetostatskog mehanizma
Svrha kinetostatičke analize je pronalaženje inercijskih sila i određivanje reakcija u kinematskim parovima.
Sa prvog lista crteža prenijet ćemo plan mehanizma u prvu poziciju, a također ćemo prenijeti plan ubrzanja ove pozicije i plan brzina okrenutih za 90 0 u smjeru suprotnom od kazaljke na satu.
Određivanje težine karika mehanizma
Težina veza je određena formulom
G i = m i ∙ g, (5.1)
gdje je g ubrzanje gravitacije, g = 9,81 m/s 2 .
Dobijene vrijednosti sumiramo u tabeli 6.
Tabela 6 - Težina i masa karika
| Parametar |
|||||
| Težina, kg |
|||||
Određivanje momenata inercijskih sila i inercijskih sila karika
Nađimo silu inercije svake karike posebno.
Sila FI je usmjerena suprotno od ukupnog ubrzanja tačke S i može se odrediti formulom
gdje je m masa veze, kg;
i S je ubrzanje centra mase veze, m/s 2 .
Zamjenom numeričkih vrijednosti, dobijamo F 1 = F 2 = 0,
Moment inercije M I para inercijskih sila usmjeren je suprotno ugaonom ubrzanju e karike i može se odrediti formulom
gdje je moment inercije karike u odnosu na osu koja prolazi kroz centar mase S i okomita na ravninu kretanja karike, kg ∙ m 2,
Odredimo ugaona ubrzanja pomoću formule
Zamjenom numeričkih vrijednosti u formule (5.3-5.4) dobijamo vrijednosti koje ćemo unijeti u tabelu 6.
Tabela 6 – Momenti inercijskih sila i inercijskih sila karika
| Količine |
|||||
Određivanje tačaka primjene sile
Razmotrimo grupe asura odvojeno kako bismo pronašli reakcije. Izračunat ćemo iz ovog drugog. Za rotacijske parove, reakcije se dijele na dvije – paralelne i okomite. Usmjerimo silu korisnog otpora protiv sila inercije.
Određivanje reakcija u kinematičkom paru
Proračun počinjemo s posljednjom strukturnom grupom. Crtamo grupu karika 4 i 5 i prenosimo sva vanjska opterećenja i reakcije na ovu grupu. Smatramo da je ova grupa u ravnoteži i konstruišemo jednačinu ravnoteže
Vrijednost je razložena na dvije komponente: normalnu i tangencijalnu.
(5.6)
Vrijednost se nalazi iz uslova ravnoteže u odnosu na tačku D za četvrtu kariku.
gdje su , h 1 , krakovi sila do tačke D, određene iz crteža m.
(5.8)
Gradimo plan sila, iz kojeg određujemo količine , . Dobijamo sljedeće vrijednosti, uzimajući u obzir skalu sile m F = 10 N/mm:
S obzirom da se klizač može posmatrati i odvojeno, dobijamo da se sila primenjuje u itd., budući da je rastojanje b = 0. Određujemo pravce.
Na sličan način konstruišemo jednačinu ravnoteže za drugu grupu Asura.
Ne tražimo reakciju klizača 2 na klackalicu, jer nije toliko važno.
Gradimo poligon sila, odakle određujemo nepoznate reakcije. Dobijamo sljedeće vrijednosti uzimajući u obzir skalu sila:
Definicija balansne sile
Crtamo vodeću kariku i primjenjujemo efektivna opterećenja. Da bi sistem bio u ravnoteži, uvodimo balansnu silu, koja se primjenjuje u tački A okomito na vezu AO. Dijagram pokazuje da je balansna sila jednaka reakciji
Određivanje sile ravnoteže metodom Žukovskog
Plan brzine mehanizma rotiramo za 90° i na njega primjenjujemo djelujuće sile i inercijske sile. Zatim konstruišemo jednačinu ravnoteže, uzimajući u obzir plan brzina kao kruto telo, u odnosu na pol.
Zamjenom numeričkih vrijednosti dobijamo
Određujemo grešku u izračunavanju sile balansiranja metodom plana sila i metodom Žukovskog koristeći formulu
(5.11)
Zamjenom numeričkih vrijednosti, dobijamo
Zaključak
U ovom predmetnom radu izvršena je analiza mehanizma radilice-klizača.
U pregledu literature upoznali smo se sa principima rada različitih mehanizama. Kao rezultat analize izvedene su sljedeće vrste istraživanja: strukturna, kinematička, kinetostatička i sinteza zupčanika.
Prilikom konstruktivne analize utvrditi strukturu i stepen pokretljivosti mehanizma.
U kinematičkoj analizi brzine i ubrzanja su određivani pomoću dvije metode: metodom planova i metodom grafičke diferencijacije. Ispostavilo se da su brzine i ubrzanja tačke D za prvu poziciju jednake 0,28 m/s, 0,27 m/s i 5,89 m/s2, odnosno 5,9 m/s2, a greške su bile 2,1% i 1,2%. Za sedmu poziciju, brzine i ubrzanja su 0,5 m/s, 0,5 m/s i 8,6 m/s 2 , 8,5 m/s 2 , greške su bile 0% i 2,3%. Za desetu poziciju ispostavilo se da su brzine i ubrzanja 2,05 m/s, 1,98 m/s i 3,6 m/s 2 , 3,7 m/s 2 , greške su bile 2,3% i 2,6%. Može se tvrditi da su proračuni obavljeni korektno, jer greška za brzine ne prelazi 5%, a za ubrzanja manja od 10%.
U kinetostatskoj analizi proračuni sila su rađeni pomoću dvije metode. Korišteni su metod planova snaga i metoda Žukovskog. Prema metodi planova sila, F UR se pokazao jednakim 910 N, a prema metodi Žukovskog - 906 N, greška je bila 2,3%, što ne prelazi dozvoljene standarde. Može se zaključiti da je metoda planova snaga radno intenzivnija u odnosu na metodu Žukovskog.
Spisak korištenih izvora
1 Artobolevsky I.I. Teorija mehanizama i mašina: Udžbenik - 4. izd., dop. Revidirano - M.: Nauka, 1988. - 640 str.
2 Korenyako A.S. Dizajn kursa o teoriji mehanizama i mašina: - 5. izd., revidirano - Kijev: Vishcha School, 1970. - 332 str.
3 Kozhevnikov S.N. Teorija mehanizama i mašina: Udžbenik - 4. izd., prerađeno - M.: Mašinstvo, 1973. - 592 str.
4 Marchenko S.I. Teorija mehanizama i mašina: Bilješke sa predavanja. - Rostov na Donu: Phoenix, 2003. – 256 str.
5 Kulbachny O.I.. Teorija mehanizama i dizajn mašina: Udžbenik.-M.: Viša škola, 1970.-228.
1. Strukturna analiza mehanizam
Predstavljen je mehanizam klizača radilice.
Određujemo broj stupnjeva mehanizma koji se proučava pomoću formule Čebiševa:
(1)
Gdje n – broj pokretnih karika u kinematičkom lancu koji se proučava; p 4 I p5– broj parova četvrtog i petog razreda.
Odrediti vrijednost koeficijenta n Analizirajmo blok dijagram mehanizma (slika 1):
Slika 1 – Blok dijagram mehanizma
Blok dijagram mehanizma sastoji se od četiri veze:
1 – poluga,
2 – klipnjača AB,
3 – klizač B,
0 – postolje,
u ovom slučaju, veze 1 – 3 su pokretne veze, a stalak 0 je fiksna veza. Predstavljen je u kompoziciji blok dijagram dva zglobno-fiksirana nosača i klizač 3.
dakle, n=3.
Odrediti vrijednosti koeficijenta p 4 I p5 Nađimo sve kinematičke parove koji su dio kinematičkog lanca koji se razmatra. Rezultati studije su prikazani u tabeli 1.
Tabela 1 – Kinematički parovi
| № | Kinematički par (KP) | kino šema - tic couple |
Čas bioskopa- tic couple |
Stepen kretanja |
||||||
| 1 | 0 – 1 | rotacijski |
||||||||
| 2 | 1 – 2 |  |
rotacijski |
1 | ||||||
| 3 | 2 – 3 |  |
rotacijski |
1 | ||||||
| 4 | 3 – 0 |  |
rotacijski |
1 | ||||||
Iz analize podataka u tabeli 1 proizilazi da je proučavana mehanizam motora sa unutrašnjim sagorevanjem sa povećanim hodom klipa, sastoji se od sedam parova pete klase i čini zatvoreni kinematički lanac. dakle, p 5 =4, A p 4 =0.
Zamjena pronađenih vrijednosti koeficijenata n, str 5 I p 4 u izraz (1), dobijamo:
Da bismo identificirali strukturni sastav mehanizma, dijelimo dijagram koji se razmatra u Assur strukturne grupe.
Prva grupa veza je 0-3-2 (slika 2).
Slika 2 – Strukturna grupa Assur
Ova grupa se sastoji od dva pokretna dijela:
klipnjača 2 i klizač 3;
dva povodca:
i tri kinematička para:
1-2 – rotacijski par pete klase;
2-3 – rotacioni par pete klase;
3-0 – progresivni par petog razreda;
tada je n=2; p 5 =3, a p 4 =0.
Zamjenom identificiranih vrijednosti koeficijenata u izraz (1),
Dakle, grupa veza 4-5 je strukturna grupa Assura 2 klase 2 reda 2 vrste.
Druga grupa veza je 0-1 (slika 3).
Slika 3 – Primarni mehanizam
Ova grupa karika sastoji se od pokretne karike - poluge 1, nosača 0 i jednog kinematičkog para:
0 – 1 – rotacioni par pete klase;
tada je n=1; p 5 =1, a p 4 =0.
Zamjenom pronađenih vrijednosti u izraz (1) dobijamo:
Stoga je grupa karika 1 – 2 zaista primarni mehanizam sa mobilnošću 1.
Strukturna formula mehanizma
MEHANIZAM=PM(W=1) + SGA(2. klasa, 2. red, 2. tip)
2. Sinteza kinematičke šeme
Da bi se sintetizovala kinematička šema, prvo je potrebno ustanoviti faktor skale dužine μ ℓ. Da biste pronašli μ ℓ, potrebno je uzeti prirodnu veličinu poluge OS i podijeliti je veličinom segmenta proizvoljne dužine │OC│:
Nakon toga, koristeći faktor skale dužine, sve prirodne dimenzije karika pretvaramo u segmente, uz pomoć kojih ćemo izgraditi kinematičku dijagram:
Nakon izračunavanja dimenzija prelazimo na konstruiranje jedne pozicije mehanizma (slika 4) metodom serifa.
Da biste to učinili, prvo izvucite stup 0 na koji je pričvršćena poluga. Zatim povlačimo vodoravnu pravu liniju XX kroz centar kruga koji je nacrtan za izgradnju postolja. Potrebno je za naknadno pronalaženje središta klizača 3. Zatim iz središta istog kruga nacrtamo dva druga s polumjerom
i . Zatim odatle crtamo segment dužine pod uglom u odnosu na horizontalnu liniju XX. Tačke preseka ovog segmenta sa konstruisanim kružnicama biće tačke A i C, respektivno. Zatim iz tačke A konstruišemo kružnicu poluprečnika .Tačka presjeka ove kružnice s pravom XX bit će tačka B. Nacrtamo vodilicu za klizač, koja će se poklopiti sa pravom linijom XX. Izrađujemo klizač i sve ostale potrebne detalje crteža. Označavamo sve tačke. Sinteza kinematičke šeme je završena.
3. Kinematička analiza ravnog mehanizma
Počnimo da pravimo plan brzine za položaj mehanizma. Da biste pojednostavili proračune, trebali biste izračunati brzine i smjerove za sve točke položaja mehanizma, a zatim napraviti plan brzine.
Slika 4 – Jedan od položaja mehanizma
Analizirajmo dijagram mehanizma klizača radilice: tačke O i O 1 su fiksne tačke, stoga su moduli brzine ovih tačaka jednaki nuli (
).Vektor brzine tačke A je geometrijski zbir vektora brzine tačke O i brzine relativnog rotacionog kretanja tačke A oko tačke O:
. (2)
Radna linija vektora brzine
je okomita na os poluge 1, a smjer djelovanja ovog vektora poklapa se sa smjerom rotacije poluge.Tačka modula brzine A:
, (3)
- ugaona brzina veze OA; - Dužina OS. Ugaona brzina
Dato (slika 2.10): j 1, w 1 =const, l B.D. l DC, l AB, l BC, m l [ Mmm ] .
Brzina V B= w 1 l A B tačka B je usmjerena okomito na vezu AB u smjeru njene rotacije.
Da bismo odredili brzinu tačke C, kreiramo vektorsku jednačinu:
C = B+ NE
Smjer apsolutne brzine tačke C je poznat - paralelno sa pravom x-x. Brzina tačke B je poznata, a relativna brzina V C B je usmerena okomito na vezu BC.
Izrađujemo plan brzine (slika 2.11) u skladu sa gore napisanom jednačinom. U ovom slučaju m n = V B / Rv[m/s mm ].
Apsolutno ubrzanje tačke B jednako je normalnom ubrzanju a p VA(od w 1 = const, e 1 =0 i A t V =0) a B = a p BA = w 2× l VA[m/s2]
i usmjerena je duž veze AB od tačke B do tačke A.
Faktor skale plana ubrzanja m a = a B / str V[m/s mm], gdje je str V- segment proizvoljne dužine koji prikazuje ubrzanje na planu a B.
Ubrzanje tačke C:
(1 način),
Gdje a p SV = V 2 SV / l SV[m/s2]
Segment koji prikazuje ovo ubrzanje na planu ubrzanja:
p SV = a p SV / m A[mm ]
Biramo pol p plana ubrzanja. Od pola povlačimo liniju duž koje je usmjereno ubrzanje a B(//AB) i odvojite odabrani segment str V, prikazujući ovo ubrzanje na planu (slika 2.12). Od kraja rezultujućeg vektora povlačimo liniju za normalnu komponentu a p NE paralelno sa NE vezom i odvojite segment p sv, koji prikazuje u mjerilu m A Ovo je normalno ubrzanje. Od kraja vektora normalno ubrzanje nacrtati pravac tangencijalne komponente a t NE, a sa pola str - smjer apsolutnog ubrzanja tačke C ( ïï xx). Na preseku ova dva pravca dobijamo tačku C; u ovom slučaju, vektor pC predstavlja željeno ubrzanje.
Modul ovog ubrzanja je jednak:
i C = ( str sa) m A[m/s2]
Kutno ubrzanje e 2 je definisan kao:
e 2 = a t NE / l NE= (tCB) m a/l NE[1/s2]
Smjer e 2 prikazano na dijagramu mehanizma.
Da biste pronašli brzinu tačke D trebate koristiti teorema sličnosti, koji se koristi za određivanje brzina i ubrzanja tačaka na jednoj vezi kada su poznate brzine (ubrzanja) dve druge tačke na ovoj vezi: relativne brzine (ubrzanja) tačaka jedne veze formiraju figure na planovima brzine (ubrzanja), slične istoimenoj slici na dijagramu mehanizma. Ove figure se nalaze na sličan način, tj. Prilikom čitanja slovnih oznaka u jednom smjeru na dijagramu mehanizma, slova na planu brzine (ubrzanja) slijede u istom smjeru.
Da bismo pronašli brzinu tačke D, potrebno je konstruisati trokut sličan trokutu u dijagramu mehanizma.
Trouglovi D cvd(na planu brzine) i DSVD (na planu mehanizma) su trouglovi sa međusobno okomitim stranicama. Dakle, za konstruisanje trougla D cvd povući okomite na CD i BD iz tačaka c i V respektivno. Na njihovom presjeku dobijamo tačku d koju povezujemo sa stupom.
Ubrzanje tačke D je takođe određeno teoremom sličnosti, pošto su ubrzanja druge dve tačke veze 2 poznata, tj. A U i A C. Potrebno je konstruisati trougao D na planu ubrzanja V cd, slično trokutu DBCD na dijagramu mehanizma.
Da bismo to učinili, prvo ćemo ga izgraditi na dijagramu mehanizma, a zatim ga prenijeti u plan ubrzanja.
Segment linije" Ned Plan ubrzanja prenosimo na istoimeni segment NE na dijagramu mehanizma, postavljajući ga na NE vezu iz bilo koje tačke (C ili B) (slika 2.10). Zatim duž segmenta " Ned» na mehanizmu je izgrađen trougao D V dc, slično trouglu DBDC, za koji se iz tačke „C“ povlači prava „dc“, paralelna pravoj liniji DC, sve dok se ne seče sa pravom VD. Dobijamo D V dc~DBDC.
Rezultirajuće stranice trokuta r 1 i r 2 jednake su po veličini stranicama željenog
|
|
|
| |
trougao na planu ubrzanja, koji se može konstruisati pomoću serifa (slika 2.12). Zatim morate provjeriti sličnost rasporeda figura. Dakle, čitajući slovne oznake vrhova trokuta DBDC na dijagramu mehanizma u smjeru kazaljke na satu, dobivamo red slova B-D-C; na planu ubrzanja u istom pravcu, tj. u smeru kazaljke na satu, trebalo bi da dobijemo isti redosled slova V-d-s. Prema tome, rješenje je zadovoljeno lijevom presječnom tačkom kružnica r 1 i r 2.
Šta ćemo sa primljenim materijalom:
Ako vam je ovaj materijal bio koristan, možete ga sačuvati na svojoj stranici na društvenim mrežama:
| Tweet |
Sve teme u ovoj sekciji:
Grafička metoda kinematičkog istraživanja
2.1.1 Osnovne jednadžbe za određivanje brzina i ubrzanja……………………………………………..25 2.1.2 Kinematika mehanizama sa četiri šipke…………………………
Zglobna četverokraka
Dato (slika 2.6): j1, w1 = const, l1, l2, l3, lo = lAD, ml [m/mm].
Crank mehanizam
Dato (slika 2.13): j1, w1=const, l1, l0= lAC, ml[m/mm]. Tačka B koja pripada prvoj
Kinematička sinteza mehanizama s ravnim polugom
Kinematska sinteza– ovo je dizajn dijagrama mehanizma na osnovu njegovih specificiranih kinematičkih svojstava. Prilikom projektovanja mehanizama, prvenstveno na osnovu iskustva, u odnosu na
Uslov za postojanje poluge u mehanizmu sa četiri šipke
Uvjeti postojanja poluge u mehanizmima sa četiri šipke određeni su Grashofovom teoremom: ako je u zatvorenom kinematičkom lancu sa četiri šarke zbir dužina
Primjena Grashofove teoreme na kinematski lanac s translacijskim parom
Povećanjem veličine rotacijskih parova moguće je dobiti translacijske parove širenjem osovina. Veličina šarke D (slika 2.19b) može se uzeti i većom
Razmotrimo mehanizam radilice-klizača u kojem je linija kretanja
klizač je pomaknut u odnosu na centar rotacije poluge. Količina "e" se naziva pomakom ili disaksijalnom. Hajde da odredimo u kom odnosu veličine
Crank mehanizam
Razmotrimo dvije opcije za mehanizam klackalice: s ljuljačkom klackalicom i s rotirajućom klackalicom. Da biste dobili mehanizam sa ljuljačkom, potrebno je da dužina postolja bude veća od dužine poluge,
Zglobno sa četiri poluge
Razmotrimo zglobnu kariku sa četiri karike (slika 2.27), koja je u ravnoteži pod dejstvom zadatih momenata: pogonskog motora na pogonskoj karici 1 i otpornog momenta
Sinteza mehanizama sa četiri poluge na osnovu položaja karika
Mehanizmi sa četiri šipke često se koriste za nošenje raznih predmeta od pozicije do pozicije. U ovom slučaju, predmet koji se nosi može biti spojen i na klipnjaču i
Dinamička analiza i sinteza mehanizama
Svrha dinamičkog istraživanja je da se dobije zakon kretanja mehanizma (njegovih karika) u zavisnosti od sila koje na njega deluju. Prilikom rješavanja ovog problema razmotrićemo
I II III
I – prva karika vrši rotacijski pokret; II – karika 2 čini složeno kretanje, III – karika 3 se kreće naprijed. Kako bi se utvrdilo
Zupčanik i zupčanik
Ako se središte jednog od kotača ukloni iz beskonačnosti, tada će se njegove kružnice pretvoriti u paralelne prave linije; tačka N1 tangente generišuće linije (ona je takođe zajednička normala i
1. Strukturna analiza mehanizma
1.1 Određivanje stepena pokretljivosti mehanizma
Gdje N= 3 — broj pokretnih dijelova mehanizma
— broj kinematičkih parova pete klase
— broj kinematičkih parova četvrte klase
U datom mehanizmu postoje četiri para pete klase
Rotacioni parovi
3.0 translacijski parovi
Nema parova četvrtog razreda
1.2 Određivanje klase mehanizma
Da bismo to učinili, dijelimo mehanizam u grupe Assur.
Definiramo Assur grupu druge klase koju čine veze 2 i 3. Vodeća karika ostaje, formirajući mehanizam prve klase.
Mehanizam klase I Mehanizam klase II
Narudžba 2
Formula za strukturu mehanizma
I (0,1) II (2,3)
Klasa vezne grupe je druga, stoga mehanizam koji se razmatra pripada drugoj klasi.
2 Geometrijska sinteza mehanizma
2.1 Crtanje mehanizma u ekstremnim položajima
2.2 Odredite linearne dimenzije radilice i klipnjače
Brzina okretanja ručice n1= 82 o/min
Hod klizača S = 0,575 m
Odnos dužine poluge i dužine klipnjače
Odnos ekscentriciteta i dužine poluge
2.3 Tokom jednog obrtaja ručice s;
Klizač će preći put S, na S=2AB
Odredite dužinu veze;
Odredite dužinu veze;
Određujemo položaj tačke M na linku AB iz relacije
; INM=0,18×1,15 = 0,207 m;
3 Izrada plana mehanizma radilice
Da bismo konstruirali plan kliznog mehanizma radilice, nacrtamo krug polumjera AB, a zatim nacrtamo horizontalnu liniju AC. Podijelimo krugove na 12 dijelova (za 12 položaja mehanizma). Zatim stavljamo segmente B0C0, B1C1 ... B11C11 na horizontalni AC. Povezujemo centar kružnice A sa tačkama B0, B1 ... B11. Na svakoj od 12 pozicija poluge iscrtavamo segment VMi (gdje je i broj pozicije poluge). Spajanjem tačaka M0, M1 ... M11 dobijamo putanju tačke M.
4 Određivanje brzina tačaka O, A, B, M za četiri pozicije.
Pozicija 1:
Odredite brzinu tačke B
Hajde da razmotrimo
Odrediti iz trougla ABC
Hajde da razmotrimo
RS određujemo kroz
Kroz određujemo AR
Definiranje VR
Mi definišemo Ð J
Određivanje MR
Određujemo brzine tačaka A, C i M iz formule
Mi definišemo
provjerimo:
Pozicija 2:
Odredite brzinu tačke B
Hajde da razmotrimo
Koristeći zakon sinusa određujemo:
Odrediti iz trougla OAB
Koristeći zakon sinusa određujemo AC
Hajde da razmotrimo
RS određujemo kroz
Kroz određujemo AR
Definiranje VR
Mi definišemo Ð J
Hajde da definišemo MR
Mi definišemo Ð Y
provjerimo:
Pozicija 3:
Kako su brzine VB, VC i VM paralelne i tačke B, C i M ne mogu ležati na istoj okomiti na pravac ovih brzina, u ovom trenutku trenutni centar brzina klipnjače BC leži u beskonačnosti, njegova ugaona brzina je , i čini trenutno translacijsko kretanje. Stoga, u ovom trenutku:
Pozicija 4:
Odredite brzinu tačke B
Hajde da razmotrimo
Koristeći zakon sinusa određujemo:
Mi definišemo Ð B iz trougla ABC
Koristeći zakon sinusa određujemo AC
Hajde da razmotrimo
RS određujemo kroz
Kroz određujemo AR
Hajde da razmotrimo
Definiranje VR
Mi definišemo Ð J
Hajde da definišemo MR
Određujemo brzine tačaka A, B i M iz formule
Mi definišemo Ð Y
provjerimo:
5. Konstrukcija dijagrama pomaka, brzina i ubrzanja.
Neka je potrebno konstruirati kinematički dijagram udaljenosti, brzina i ubrzanja klizača C koljenasto-kliznog mehanizma. Radilica AB dužine l=0,29m rotira sa konstantom ugaona brzina n1=82rpm
Mehanizam klizača radilice služi za pretvaranje rotacijskog kretanja u translacijsko kretanje i obrnuto. Sastoji se od ležaja 1, radilice 2, klipnjače 3 i klizača 4.
Ručica vrši rotacijski pokret, klipnjača pravi paralelno kretanje, a klizač vrši povratno kretanje.
Dva tijela koja su međusobno povezana pokretno formiraju kinematički par. Tijela koja čine par nazivaju se karike. Obično je preciziran zakon kretanja pogonske karike (radilice). Kinematički dijagrami se konstruišu unutar jednog perioda (ciklusa), stacionarnog kretanja za nekoliko pozicija pogonske karike.
Gradimo na skali u dvanaest pozicija, što odgovara uzastopnim okretajima ručice na svakih 300.
Gdje je S = 2r stvarna vrijednost hoda klizača, jednaka dvostrukoj vrijednosti poluge.
— hod klizača na dijagramu mehanizma.
Odakle dolazi vremenska skala?
Segment 1 na vremenskoj osi će biti podijeljen na 12 jednakih dijelova koji odgovaraju, na odabranoj skali, rotaciji poluge pod uglovima: 300, 600, 900, 1200, 1500, 1800, 2100, 2400, 2700, 300 , 3600 (u tačkama 1-12). Nacrtajmo vertikalne segmente iz ovih tačaka: 1-1S = V0V1, 2-2S = V0V2, itd. Do krajnje desne pozicije klizača B, ove udaljenosti se povećavaju, a počevši od pozicije B one se smanjuju. Ako se tačke 0s, 1s, 2s ... 12s spoje u seriju sa krivom, dobiće se dijagram pomaka tačke B.
Za izradu dijagrama brzina i ubrzanja koristi se metoda grafičke diferencijacije. Dijagram brzina je konstruiran na sljedeći način.
Ispod dijagrama pomaka ucrtavamo koordinate v i t, a na nastavku v ose lijevo je proizvoljno iscrtana odabrana polova udaljenost HV=20mm.
Iz tačke Pv povlačimo prave linije paralelne sa tangentima krive S, redom, u tačkama 0s, 1s, 2s ... 12s. Ove prave linije odsijecaju segmente na V osi: 0-0v, 0-1v, 0-2v..., proporcionalno brzinama u odgovarajućim tačkama dijagrama. Pomeramo tačke na ordinate odgovarajućih tačaka. Niz dobijenih tačaka 0v, 1v, 2v... povezujemo glatkom krivom, koja je dijagram brzina. Vremenska skala ostaje ista, skala brzine:
Dijagram ubrzanja konstruiramo slično dijagramu brzina. Skala ubrzanja
Gdje je Ha=16mm odabrana udaljenost polova za dijagram ubrzanja.
Kako su brzina i ubrzanje 1. i 2. izvod pomaka u odnosu na vrijeme, ali u odnosu na gornji dijagram, donja je diferencijalna kriva, a u odnosu na donju gornja je integralna kriva. Dakle, dijagram brzine za dijagram pomaka je diferencijal. Prilikom konstruiranja kinematičkih dijagrama za verifikaciju, trebali biste koristiti svojstva derivacije:
— rastući graf pomaka (brzina) odgovara pozitivnim vrijednostima grafa brzine (jednadžbe), a opadajući odgovara negativnim vrijednostima;
— maksimalne i minimalne tačke, tj. ekstremna vrijednost grafa pomaka (brzine) odgovara nultim vrijednostima grafikona brzine (ubrzanja);
— tačka savijanja grafika pomaka (brzine) odgovara ekstremnim vrijednostima grafikona brzine (ubrzanja);
— tačka savijanja na dijagramu pomaka odgovara tački u kojoj je ubrzanje nula;
- ordinate početka i kraja perioda bilo kojeg kinematičkog dijagrama su jednake, a tangente povučene u tim tačkama su paralelne.
Za crtanje kretanja klizača B biramo koordinatne ose s, t. Na osi apscise iscrtavamo segment l = 120 mm, prikazujući vrijeme T za jedan puni okret poluge
Napravili smo geometrijski proračun karika mehanizma radilica-klizač, odredili dužine poluge i klizača i utvrdili njihov odnos. Izračunali smo mehanizam radilice u četiri položaja i odredili brzine tačaka koristeći trenutni centar brzina za četiri položaja. Konstruirali smo dijagrame pomaka, brzina i ubrzanja. Utvrđeno je da postoji greška zbog konstrukcije i zaokruživanja u proračunima.
