Tmm klizni mehanizam radilice. Strukturna analiza3 koljenasto-kliznog mehanizma

1. Strukturna analiza mehanizam

Predstavljena radilica- klizni mehanizam.

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 - Strukturna shema mehanizam

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 kao dio strukturnog dijagrama sa dva zglobno-fiksirana nosača i kliznom vodilicom 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 karika 4-5 je strukturna grupa vrsta Assur 2 klase 2 reda 2.

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 s

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

ipno-klizač mehanizam

2.1. Blok dijagram mehanizma

Slika 2.1 Blok dijagram kliznog mehanizma radilice

2.2. Identifikacija složenih i razmaknutih kinematičkih parova

U mehanizmu radilica-klizač nema razmaknutih kinematičkih parova. Par IN kompleksa, pa ćemo ga smatrati kao dva kinematička para.

2.3. Klasifikacija kinematičkih parova mehanizma

Tabela 2.1

br.	Brojevi veza koje čine par	Simbol	Ime	Mobilnost	viši/ Najniže	Zatvaranje (geometrijski/ snaga)	otvori/ Zatvoreno
			Rotacijski
			Rotacijski
			Rotacijski
			Rotacijski
			Rotacijski
			Rotacijski
			Progresivna

Mehanizam koji se proučava sastoji se samo od jednokrećućih kinematičkih parova ( R 1 = 7, R= 7), gdje je R 1 – broj jednokretnih kinematičkih parova u mehanizmu, R- ukupan broj kinematičkih parova u mehanizmu.

2. 4. Klasifikacija karika mehanizama

Tabela 2.2

br.	Brojevi linkova	Simbol	Ime	Pokret	Broj vrhova
				Odsutan
			Crank	Rotacijski

				Rotacijski

				Progresivna

Mehanizam ima: četiri () dvostruke () linearne veze 1,2,4,5; jedna (n 3 =1) veza sa tri vrha, koja je osnovna veza; pet () pokretnih veza.

Pronađite broj priključaka na stalak. Mehanizam transportera ima tri () veze sa postoljem.

U složenom mehanizmu koji se proučava može se izdvojiti jedan elementarni mehanizam

Rice. 2.4 Mehanizam klizača radilice.

U ispitivanom mehanizmu radilice nema mehanizama sa otvorenim kinematičkim lancima.

Mehanizam sadrži samo jednostavne stacionarne mehanizme.

U ispitivanom mehanizmu nema karika za pričvršćivanje. Link 3 je istovremeno uključen u dva jednostavna mehanizma - šarku sa četiri šipke i klizač. Dakle, za ovaj link

Hajde da klasifikujemo mehanizam. Mehanizam koji se proučava ima konstantnu strukturu, složen je i istog tipa. Sastoji se od jednog elementarnog mehanizma i dva stacionarna jednostavna, koji sadrže samo zatvorene kinematičke lance.

Mehanizam postoji u trokretnom prostoru.

Formule za određivanje mobilnosti ovih mehanizama imat će sljedeći oblik:

Odredimo pokretljivost šarke sa četiri šipke. Ovaj mehanizam ima: tri () pokretne karike 1,2,3; četiri () jednokretna kinematička para O, A, B, C.

Pronađimo pokretljivost mehanizma radilice. Ima: () pokretne karike 3,4,5 i četiri () kinematička para C, B, D, K. Njegova pokretljivost se određuje na sličan način:

Određujemo mobilnost složenog mehanizma pomoću formule:

Analiziramo strukturni model mehanizma mašine. Provjeravamo da li mehanizam koji se proučava odgovara strukturi matematičkog modela. Mehanizam ima: sedam () jednokretnih kinematičkih parova; pet () pokretnih dva vrha () veza, osnovna je ; tri priključka na postolje () i bez karika za pričvršćivanje ().

matematički model:

;

Pošto su se jednačine modela pretvorile u identitete, uređaj koji se proučava ima ispravnu strukturu i predstavlja mehanizam.

Hajde da identifikujemo i klasifikujemo strukturne grupe. Elementarni mehanizam se konvencionalno klasifikuje kao mehanizam klase I.

Klasa strukturna grupa određuje se brojem kinematičkih parova uključenih u zatvorenu petlju formiranu od internih kinematičkih parova. Redoslijed grupe određen je brojem vanjskih kinematičkih parova. Vrsta grupe se određuje ovisno o lokaciji rotacijskih i translacijskih kinematičkih parova na njoj.

2-red

Vidi se da su identificirane strukturne grupe potpuno slične po vrsti i kvantitativnom sastavu karika i kinematičkih parova. Svaka od strukturnih grupa ima: dve pokretne karike (), a veze su dvotemene () i, prema tome, bazna veza takođe ima dva vrha (); tri () jednopokretna kinematička para, od kojih su dva vanjska ().

Provjeravamo da li odabrane strukturne grupe odgovaraju matematičkim modelima. Pošto su grupe slične, proveru vršimo samo na jednoj grupi, na primer, OAB. Matematički modeli strukturnih grupa imaju oblik:

Mehanizam radilice pripada klasi II.

3. Kinematička analiza mehanizma

Kinematička analiza bilo kojeg mehanizma sastoji se od određivanja: ekstremnih (mrtvih) položaja mašine, uključujući određivanje putanja pojedinih tačaka; brzine i ubrzanja karakterističnih tačaka karika prema poznatom zakonu kretanja početne karike (generalizovane koordinate).

3.1 Određivanje ekstremnih (mrtvih) položaja mehanizma

Ekstremne (mrtve) pozicije mehanizma mogu se odrediti analitički ili grafički. Budući da analitika pruža veću preciznost, prednost joj se daje pri određivanju ekstremnih pozicija.

Za klizač radilice i četiri karike na šarkama, ekstremni položaji će biti kada su poluga i klipnjača ili prošireni () ili presavijeni () u jednu liniju.

Rice. 3.1 Određivanje krajnjih položaja mehanizma.

3.2 Grafički određivanje položaja veza mehanizma.

Rice. 3.3 Konstrukcija zatvorenih vektorskih kontura.

Blok dijagram mehanizma postavljamo u pravougaoni koordinatni sistem čiji je početak u tački O. Vektore povezujemo sa karikama mehanizma tako da njihov niz bude dva zatvorena kontura: OABCO i CBDC.

Za kolo OABCO: (3.1)

Zamislimo jednačinu u projekcijama na koordinatne ose.

Uvod

1. Pregled literature

3. Kinematička analiza mehanizma

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 mehanizam radilice. IN rad na kursu Provedeno je istraživanje mehanizma radilice-klizača. Provedene su strukturne, kinematičke, kinetostatske analize.

Konstruktivnom analizom utvrđen je sastav koljenasto-kliznog mehanizma. IN kinematička analiza brzine i ubrzanja tačaka mehanizma određivane su 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 i u izradi njenog kinematičkog dijagrama, koji obezbeđuje reprodukciju traženog zakona kretanja sa dovoljnom aproksimacijom.

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 mehanizma

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 veze 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

Uporedne karakteristike

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
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,

Hajde da definišemo ugaona ubrzanja prema formuli

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
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.

U toku strukturalna analiza odrediti 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.

Permski državni tehnički univerzitet

ODSJEK "Mehanika kompozitnih materijala i konstrukcija."

PROJEKAT KURSA

PO TEORIJIMEHANIZMI I MAŠINE

Predmet:

vježba:

Opcija:

Završeno: grupni student

Provjereno: Profesore

Poezzhaeva E.V.

Perm 2005

Strukturna analiza mehanizma…………………………………………………………3

Kinematička analiza mehanizma……………………………………………………..4

Kinetostatička analiza mehanizma…………………………………….…9

Proračun zamašnjaka…………………………………………………………………………12

Profiliranje brega ………………………………………………………17

Dizajn zupčanika……………………………………………20

Uputstvo za izvođenje proračuna za kursni projekat na TMM-u…….23

Reference………………………………………………………………………24

Strukturna analiza3 koljenasto-kliznog mehanizma

1. Oslikajmo blok dijagram mehanizma

OA - radilica - vrši rotacijski pokret;

AB - klipnjača - pravi paralelno kretanje;

B - klizač - pravi translacioni pokret.

2. Pronađimo stepen pokretljivosti mehanizma koristeći Čebiševljevu formulu:

3. Razložimo Assur na strukturne grupe

4. Hajde da to zapišemo strukturnu formulu mehanizam I=>II 2 2

5. Definirajte klasu, redoslijed cijelog mehanizma.

Mehanizam koji se proučava sastoji se od mehanizma prve klase i strukturne grupe druge klase drugog reda (okretna šipka i klizač), stoga je hidraulička pumpa OAV mehanizam druga klasa drugog reda.

Kinematička analiza mehanizma

Početni podaci: OA = m, AB = mm

U kinematičkoj analizi rješavaju se tri problema:

problem sa odredbama;

problem brzine;

problem ubrzanja.

Problem sa odredbama

Dizajn koljenasto-kliznog mehanizma Pronađimo ekstremne položaje mehanizma: početak i kraj radnog hoda. Početak radnog hoda nalazimo pomoću formule:

l - dužina radilice OA

g - dužina klipnjače AB

Nalazimo kraj radnog hoda pomoću formule:

Radni udar

S=S" - S"=2r [m];

Hajde da napravimo mehanizam za skaliranje

1 = AB / OA= [m / mm]

Nađimo dužinu AB:

AB = AB/1= [mm]

Prikazaćemo kretanje tačaka u dvanaest pozicija mehanizma. Da biste to učinili, podijelite krug na 12 jednakih dijelova (pomoću serif metode).

Napravimo krivu klipnjače. Da biste to učinili, pronađite težište svake veze i povežite je glatkom linijom.

Planovi položaja mašine se koriste za određivanje brzina i ubrzanja na datim pozicijama.

Problem brzine

Kinematička analiza se izvodi grafičko-analitičkom metodom, koja odražava jasnoću promjena brzine i daje dovoljnu točnost. Brzina kretanja:

[ms -1 ]

Zapišimo vektorske jednačine:

V B = V A + V AB ; V B = V X +V B X

gdje je V X =0; V A OA; V AB  AB; V BX  BX

Vrijednosti vektora V BA, V B, V S 2 određujemo konstrukcijom. Odaberimo skalu plana brzine

[ms -1 /mm].

Ge pa - segment koji karakterizira vrijednost brzine na crtežu = mm. Iz proizvoljne tačke p - pola plana brzina, crtamo vektor pa,

okomito na OA. Kroz tačku a povlačimo pravu pravu okomitu na AB. Tačka presjeka x ose (izabrane u smjeru tačke u) sa ovom pravom linijom dat će tačku u, povezujući tačku u sa polom dobijamo vektor brzine tačke u. Odredimo vrijednost brzine t. u:

[ms -1 ]