Introduktion

1. Litteraturgennemgang

3. Kinematisk analyse mekanisme

4. Kinetostatisk mekanismeanalyse

Konklusion

Design og forskning af skærmens krank-skydermekanisme

Volumen af ​​den forklarende note var 37 ark, 4 illustrationer, 10 tabeller, 2 bilag, 3 anvendte kilder.

Formålet med banedesignet er krank-skyder-mekanismen. I kursus arbejde En undersøgelse af krank-skydermekanismen blev udført. Strukturelle, kinematiske, kinetostatiske analyser blev udført.

Den strukturelle analyse bestemte sammensætningen af ​​krumtap-skydermekanismen. I kinematisk analyse bestemmes hastighederne og accelerationerne af mekanismens punkter af metoderne til planer og kinematiske diagrammer. I kinetostatisk analyse blev kraftberegninger udført ved hjælp af kraftplanmetoden og Zhukovsky-metoden.

Introduktion

Formålet med kursusarbejdet er at konsolidere og systematisere, udbygge teoretisk viden og også udvikle de studerendes regne- og grafiske færdigheder.

Udviklingen af ​​moderne videnskab og teknologi er uløseligt forbundet med skabelsen af ​​nye maskiner. I denne henseende er kravene til nye udviklinger stadig strengere. De vigtigste er: høj ydeevne, pålidelighed, fremstillingsevne, minimale dimensioner og vægt, brugervenlighed og effektivitet.

En rationelt designet maskine skal opfylde sociale krav - sikkerhed ved vedligeholdelse og oprettelse de bedste forhold for driftspersonale, samt driftsmæssige, økonomiske, teknologiske og produktionsmæssige krav. Disse krav repræsenterer et komplekst sæt af problemer, der skal løses under design af en ny maskine.

Designobjektet for dette kursusarbejde er en håndsving-skyder-mekanisme.

Teorien om mekanismer og maskiner er en videnskab, der studerer mekanismers struktur (struktur), kinematik og dynamik i forbindelse med deres analyse og syntese.

Målet med teorien om mekanismer og maskiner er analyse og syntese af typiske mekanismer og deres systemer.

Problemerne med teorien om mekanismer og maskiner er forskellige, de vigtigste af dem kan grupperes i tre sektioner: analyse af mekanismer, syntese af mekanismer og teori om automatiske maskiner.

Analyse af en mekanisme består i at studere de kinematiske og dynamiske egenskaber af en mekanisme i henhold til dens givne skema, og syntese af en mekanisme består i at designe et skema af en mekanisme i henhold til dens givne egenskaber.

Af alt ovenstående følger det, at teorien om mekanismer og maskiner, i kombination med kurser i teoretisk mekanik, maskindele, maskinteknik, materialers styrke, er en disciplin, der direkte beskæftiger sig med de tidligere skitserede problemer. Disse discipliner er grundlæggende i uddannelsen af ​​specialister, der arbejder inden for maskinteknik.

Når man løser problemer med at designe kinematiske diagrammer af mekanismer, er det nødvendigt at tage hensyn til strukturelle, metriske, kinematiske og dynamiske forhold, hvilket sikrer, at den designede mekanisme reproducerer den givne bevægelseslov.

Moderne metoder kinematiske og kinetostatiske analyser er knyttet til deres struktur, dvs. dannelsesmetoden.

Strukturelle og kinematiske analyser af mekanismer er rettet mod at studere teorien om strukturen af ​​mekanismer, studere bevægelsen af ​​de legemer, der danner dem, fra et geometrisk synspunkt, uanset de kræfter, der forårsager disse legemers bevægelse.

Dynamisk analyse af mekanismer er rettet mod at studere metoder til at bestemme de kræfter, der virker på de legemer, der danner mekanismen under bevægelsen af ​​disse legemer, de kræfter, der virker på dem, og de masser, som disse legemer besidder.

1. Litteraturgennemgang

Når man studerer mekanismen, anvendes metoder til beregning og design af moderne automatiserede og højtydende maskiner. En rationelt designet maskine skal opfylde kravene til sikker drift og skabelsen af ​​de bedste betingelser for driftspersonalet samt driftsmæssige, økonomiske, teknologiske og produktionsmæssige krav. Disse krav repræsenterer et komplekst sæt af problemer, der skal løses under design af en ny maskine.

Løsningen på disse problemer i den indledende designfase består i at udføre en analyse og syntese af den designede maskine samt i at udvikle dens kinematiske diagram, som sikrer gengivelsen af ​​den påkrævede bevægelseslov med tilstrækkelig tilnærmelse.

For at udføre disse opgaver er det nødvendigt først at studere de grundlæggende principper for maskinteori og generelle metoder kinematisk og dynamisk analyse og syntese af mekanismer, samt tilegne sig færdigheder i at anvende disse metoder til undersøgelse og design af kinematiske diagrammer af mekanismer og maskiner forskellige typer.

En maskine er en enhed skabt af mennesket til at studere og bruge naturlovene for at lette fysisk og mentalt arbejde, øge dets produktivitet og lette det gennem delvis eller fuldstændig udskiftning en person i hans veer og fysiologiske funktioner.

Ud fra de funktioner, der udføres af maskiner, kan maskiner opdeles i følgende grupper:

a) energimaskiner (motorer og generatorer);

b) arbejdsmaskiner (transport- og teknologiske maskiner);

c) informationsmaskiner (matematiske og kontrolmaskiner);

d) cybernetiske maskiner.

Med udviklingen af ​​moderne videnskab og teknologi anvendes automatiske maskinsystemer i stigende grad. Et sæt automatiske maskiner forbundet med hinanden og designet til at udføre en bestemt teknologisk proces, kaldes en automatisk linje. Moderne udviklede og perfekte maskiner er normalt en kombination af mange enheder, hvis drift er baseret på principperne for mekanik, termisk fysik, elektroteknik og elektronik.

En mekanisme er et kunstigt skabt system af kroppe designet til at transformere bevægelsen af ​​en eller flere kroppe til de nødvendige bevægelser af andre kroppe. Baseret på deres funktionelle formål er maskinmekanismer normalt opdelt i motor- og omformermekanismer; transmissionsmekanismer; aktuatorer; forvaltnings-, kontrol- og reguleringsmekanismer; mekanismer til fodring, transport, fodring og sortering af forarbejdede medier og genstande; mekanismer til automatisk tælling, vejning og emballering af færdigvarer.

På trods af forskellen i det funktionelle formål med individuelle typer af mekanismer, har deres struktur, kinematik og dynamik meget til fælles. Derfor, når man studerer mekanismer med forskellige funktionelle formål, er det muligt at bruge generelle metoder baseret på de grundlæggende principper for moderne mekanik.

Hovedtyper af mekanismer:

1) stangmekanismer bruges til at konvertere bevægelse eller overføre kraft i maskiner;

2) i mange tilfælde er der behov for at designe mekanismer, der omfatter elastiske led i form af fjedre, fjedre, elastiske bjælker osv.;

3) gearmekanismer bruges til transmission rotationsbevægelse mellem aksler med parallelle eller ikke-parallelle akser;

4) knastmekanismer bruges til at kommunikere periodisk eller begrænset episodisk bevægelse til mekanismens drevne led i henhold til en given given

ny eller valgt lov;

5) de bruges praktisk talt som fleksible led, der overfører bevægelse fra en fast krop i en mekanisme til en anden forskellige former tværsnit af bælter, reb, kæder, tråde osv.;

6) friktionsmekanismer - mekanismer, hvor transmissionen af ​​bevægelse mellem kontaktlegemer udføres på grund af friktion;

7) bevægelsesmekanismer med stop;

8) der anvendes kile- og skruemekanismer i forskellige typer fastspændingsanordninger eller -anordninger, der kræver store kræfter på udgangssiden med begrænsede kræfter, der virker på indgangssiden;

9) større muligheder i forhold til at reproducere bevægelseslovene for drevne led sammenlignet med rent håndtag, gear eller andre mekanismer er tilvejebragt af de såkaldte kombinerede mekanismer, som kombinerer håndtag, gear, knast og andre mekanismer i forskellige kombinationer;

10) mekanismer med variabel struktur bruges om nødvendigt: for at beskytte mekanismernes forbindelser mod utilsigtet overbelastning; udføre de nødvendige bevægelser af de drevne led afhængigt af tilstedeværelsen eller fraværet af nyttelast; ændre hastigheden eller bevægelsesretningen for et drevet led i en mekanisme uden at stoppe motoren og i mange andre tilfælde;

11) mekanismer med en given relativ bevægelse af led;

12) hydrauliske mekanismer - et sæt translationelle eller roterende mekanismer, en kilde til injektion arbejdsvæske, kontrol- og reguleringsudstyr;

13) pneumatiske mekanismer er stempel- eller drejemekanismer, hvori bevægelse udføres på grund af energi komprimeret luft, dvs. gas i disse mekanismer bruges som en energibærer;

Det mest kritiske trin i maskindesign er udviklingen af ​​strukturelle og kinematiske diagrammer af maskinen, som i høj grad bestemmer design af individuelle komponenter og dele, samt ydeevne biler.

I dette kursusarbejde vil håndsving-skyder-mekanismen blive overvejet.

Krumtap-skydermekanismen er en af ​​de mest almindelige. Det er hovedmekanismen i alle stempler (motorer) intern forbrænding, kompressorer, pumper, gasekspansionsmaskiner), landbrugsmaskiner (plæneklippere, mejetærskere) og smedemaskiner og -presser.

I hver funktionel mulighed skal designet tage højde for de specifikke krav til mekanismen. Imidlertid vil de matematiske afhængigheder, der beskriver mekanismens struktur, geometri, kinematik og dynamik, være næsten ens for alle forskellige anvendelser. Hoved- eller hovedforskellen mellem TMM og akademiske discipliner, studere designmetoder specielle maskiner, er, at TMM fokuserer på studiet af syntese- og analysemetoder, der er fælles for en given type mekanisme, uafhængigt af dens specifikke funktionelle formål.

Vippe-krank-skyder-mekanismen er en krank-skyder-mekanisme med en uendelig lang plejlstang, som er strukturelt omdannet til en klippeskyder. Dens guide, glideren, er integreret med skyderen, som laver en harmonisk bevægelse. Derfor er skyderens bevægelser proportionale med cosinus af krumtap-rotationsvinklen. Denne mekanisme, også kaldet sinus-trinsmekanismen, bruges i små stempelpumper og kompressorer, enheder til at implementere harmonisk bevægelse af skyderen eller bestemme værdier, der er proportionale med sinus eller cosinus af krumtap-rotationsvinklen osv.

Afhængigt af formål og driftsbetingelser kan mekanismer med højere par opdeles i en række typer, hvoraf de vigtigste er knast, gear, friktion, maltesisk og skralde.

Knastmekanismen er en mekanisme, hvis højeste par er dannet af led kaldet kammen og skubberen. De adskiller sig i formen af ​​deres elementer. Formen af ​​skubbeelementet kan tages vilkårlig, og formen af ​​knastelementet er valgt således, at den nødvendige bevægelseslov for det drevne led for et givet skubbeelement er sikret. Den enkleste knastmekanisme er en treleddet, bestående af en knast, en pusher og en stiver; dets førende led er normalt en cam.

Gearmekanisme, dvs. en mekanisme, hvis højeste par er dannet af gearled, kan betragtes som et særligt tilfælde af en knastmekanisme, da et gearled er som en multipel knast. Gearmekanismer tjener hovedsageligt til at overføre rotationsbevægelse mellem to akser med en ændring i den drevne aksels vinkelhastighed.

En friktionsmekanisme er en mekanisme, hvor transmissionen af ​​rotationsbevægelse mellem leddene, der danner et højere par, udføres på grund af friktion mellem dem. En simpel friktionsmekanisme består af tre led - to roterende runde cylindre og et stativ.

Friktionsmekanismer bruges ofte i trinløse transmissioner. Ved en konstant vinkelhastighed af skiven, ved at bevæge hjulrullen langs dens rotationsakse, kan du jævnt ændre ikke kun dens vinkelhastighed, men endda rotationsretningen.

Den maltesiske mekanisme konverterer den kontinuerlige rotation af det førende led - krumtappen med en lanterne - til den intermitterende rotation af den drevne - "krydset".

En skraldemekanisme med en drivpal tjener til at omdanne den frem- og tilbagegående rotationsbevægelse til en intermitterende rotationsbevægelse i én retning. Den drivende vippearm med palen drejer gradvist skraldehjulet. Palen forhindrer hjulet i at rotere modsatte side. Det øverste par her er dannet af palen og skraldehjulet.

Maltesiske og skraldemekanismer er meget udbredt i værktøjsmaskiner og instrumenter.

2. Strukturel analyse mekanisme

Afskærmningsmekanismen (figur 1) består af fem led: 1 - krank OA, som udfører en rotationsbevægelse; 2 - skyder A, der udfører en frem- og tilbagegående bevægelse langs glidebanen; 3 – vippearme ABC, der udfører en vippebevægelse omkring hængsel B; 4 - plejlstang CD; 5 - skyder D, der udfører en frem- og tilbagegående bevægelse; samt syv kinematiske par.

Figur 1 – Diagram af håndtagsmekanisme

Bestemmelse af graden af ​​bevægelse af mekanismen

Graden af ​​mobilitet af mekanismen bestemmes af Chebyshev-formlen:

W = 3n – 2P 5 – P 4 , (2.1)

Hvor n er antallet af bevægelige led for mekanismen, n =5;

P 5 – antal kinematiske par af klasse V, P 5 = 7;

P 4 – antal kinematiske par af klasse IV, P 4 = 0.

Ved at erstatte numeriske værdier får vi:

W = 3·5 – 2·7 – 0 = 1.

Følgelig er graden af ​​mobilitet af mekanismen, der angiver antallet af førende led i den undersøgte mekanisme, lig med 1. Dette betyder, at ét drivende led er tilstrækkeligt til driften af ​​mekanismen.

Opdeling af mekanismen i strukturelle grupper

I henhold til klassificeringen af ​​I. I. Artobolevsky vil vi opdele mekanismen under undersøgelse i strukturelle grupper. Afskærmningsmekanismen (figur 1) består af et drivled 1 og to strukturelle grupper II klasse 2. orden.

Begge strukturelle grupper tilhører den tredje type: den første (link 2 og 3) og den anden (link 4 og 5). Strukturelle grupper består af 2 led og 3 kinematiske par. Formlen for strukturen af ​​mekanismen er:

3. Kinematisk analyse gear transmission

Drivningen af ​​skærmens grebsmekanisme, bestående af en planetgearkasse og geartransmission, er vist i figur 2. Planetgearkassen, der består af en holder og fire hjul med udvendig gearing, har gearforhold i H3 = 10. Gearene, der er installeret efter planetgearet, har følgende antal tænder: z 4 = 12, z 5 = 28.

Figur 2 – Håndtagsmekanisme drev

Gearforhold tandhjul 4 og 5 er bestemt af formlen

Det samlede gearforhold for hele drevet bestemmes af formlen

Her er nogle parametre for gearet og planetgearet: m I =3,5 mm; mII = 2,5 mm; interaksal afstand af gear – a w = 72 mm; Vinkelhastighed Drivaksel(motoraksel) – ω d = 150,00 rad/s. Lad os bestemme vinkelhastigheden af ​​screeningsmekanismens drivled – ω 1 i henhold til formlen:

ω 1 = ω d / i 15 , (3,3)

ω1 = 150 / 23,33 = 6,43 rad/s.

4. Kinematisk analyse af løftestangsmekanismen

Formålet med kinematisk analyse er at bestemme hastighederne og accelerationerne af karakteristiske punkter på skærmens håndtag-skydermekanisme.

Konstruktionsplaner for mekanismepositioner

Parametrene for den undersøgte mekanisme (figur 1) er angivet i tabel 1.

Tabel 1 - Mekanismeparametre

						ω1, rad/s

Skalaen af ​​mekanismeplanen bestemmes af formlen

hvor l OA - sand længde af krumtappen OA, m;

OA – kranklængde OA på tegningen, mm.

Ved at erstatte dataene får vi

m l =

Proceduren for opbygning af en hensættelsesplan denne mekanisme:

– marker på tegningen placeringen af ​​rotationscentrene for krumtappen T.O og vippemekanismen T.C;

– vi skitserer bevægelsesbanerne for punkt A og O i disse dele;

– opdel krumtappens OA-bane i 12 lige store dele;

– fra de opnåede punkter A 0, A 1, A 2, ..., A 12 trækker vi linjer til t.B;

- fra punkt B tegner vi perpendikulære og tager vinkel ABC lig med 90◦;

– vi bestemmer positionen af ​​punkt C ved visse positioner af kranken OA;

– plot segmentet CD på en skala, så punktet D ligger på den lige linje OVD;

– ved hjælp af notching-metoden bestemmer vi positionen af ​​punkt D ved bestemte positioner af kranken OA;

– med uret sætter vi OA-håndsvinget i en ny position og gentager konstruktionen;

– vi angiver på tegningen banerne for leddenes yderpunkter og positionen af ​​leddenes massecentre.

Konstruktion af et bevægelsesdiagram af et fungerende led

For at konstruere kinematiske diagrammer overvejes 12 bevægelsespositioner af mekanismen (langs kranken OA) ved hjælp af metoden til grafisk differentiering.

Lad os overveje bevægelsen af ​​outputlinket. Lad os tage nulpositionen som udgangspunkt (det er også det sidste). Vi deler abscisseaksen i 12 lige store dele. På ordinataksen plotter vi afstandene tilbagelagt af punkt D i en ret linje (på link 5) fra den yderste venstre position til den yderste højre position svarende til et givet tidspunkt. Ved hjælp af de opnåede punkter konstruerer vi et forskydningsdiagram φ = φ(t) af udgangsleddet.

Vi bestemmer forskydningsskalaen ud fra rotationsvinklen og i tid:

hvor l er afstanden på tegningen fuld omgang krumtap OA, mm;

n – antal omdrejninger pr. minuts rotation af krumtappen OA, rpm, bestemt af formlen

Ved at tage længden af ​​en hel omgang på tegningen til at være 180 mm, bestemmer vi skalaen

Lad os tage skalaen af ​​bevægelser lidt mindre

m s =

Grafisk differentiering af hastigheds- og accelerationsdiagrammer for udgangsforbindelsen. Efter at have valgt en vilkårlig polafstand H v = (40...60 mm) = 50 mm, beregner vi skalaen for hastighedsdiagrammet m V

(4.5)

Vi erstatter forskydningskurven med et sæt akkorder, vælger polafstanden og konstruerer et koordinatsystem. For at gøre dette, på hastighedsgrafen, parallelt med akkorderne, konstruerer vi lige linjer, der går gennem stangen. Fra skæringspunktet mellem den rette linje og S-aksen tegnes en ret linje parallelt med t-aksen til den ønskede position. Vi forbinder de resulterende punkter i serie, hvilket resulterer i en graf over udgangsforbindelsens hastigheder. I lighed med hastighedsdiagrammet, ved at vælge en vilkårlig værdi af polafstanden H A lig med 40 mm, beregner vi skalaen af ​​accelerationsdiagrammet m A

(4.6)

At konstruere et accelerationsdiagram svarer til at konstruere et hastighedsdiagram.

Konstruktion af hastighedsplaner for tre positioner

For at konstruere skal du kende hastigheden af ​​punkt A i den roterende bevægelse af link OA. Lad os bestemme det ud fra formlen:

V A1 =

For at konstruere hastighedsplaner vil vi vælge mekanismens positioner: første, syvende og tiende. For alle positioner er konstruktionen ens, så vi vil beskrive konstruktionsalgoritmen. Lad os bestemme de karakteristiske punkter for konstruktion: referencepunkter - A1, B6, D6, C3; og grundlæggende – A3, D4. Lad os lave vektorligninger for hastighederne af disse punkter:

(4.8)

(4.9)

Vi er ved at lave en hastighedsplan. Håndsving OA bevæger sig med konstant hastighed. Fra polen - P af hastighedsplanen i krumtappens rotationsretning vinkelret på OA plotter vi hastighedsvektoren (Pa 1), og tager dens længde betinget til at være 80 mm. Derefter bestemmer vi omfanget af hastighedsplanen:

m V =

I overensstemmelse med ligningssystemet (4.8) laver vi de tilsvarende konstruktioner. For at gøre dette trækker vi gennem punkt a 1 en lige linje parallelt med BA, og fra pol P trækker vi en ret linje vinkelret på AB, da hastigheden af ​​B6 er nul. Dermed får vi punkt a 3. Da punkt C hører til link ABC, kan det findes på hastighedsplanen ved hjælp af lighedsteoremet. Vi bestemmer dens placering ved forholdet mellem længderne af ABC-håndtaget og forholdet mellem længderne af hastighederne a 3 i 6 c 3. Derefter bruger vi vektorligningssystemet (4.9). Efter at have fundet punktet med 3, aflægger vi en vinkelret fra den til plejlstangen SD. Fra polen tegner vi en lige linje parallelt med linjen VD; da hastigheden af ​​punkt b 6 er nul, får vi derved punkt d 4. Vi bestemmer positionerne for massecentrenes hastighedsvektorer ud fra lighedsteoremet. Da forbindelsens OAs massecentrum er ved punkt O, vil det på hastighedsplanen være ved punkt P. Placeringen af ​​centrum S 4 på hastighedsplanen vil blive bestemt på linjen med 3 d 4, i midten af ​​segmentet. På segmentet b 6 a 3 finder vi fra proportion (4.11) positionen af ​​punkt S 3:

For alle tre positioner vil vi beregne hastighederne ud fra den grafiske konstruktion under hensyntagen til deres konvertering til naturlig størrelse, måle længden af ​​vektorerne svarende til hastighederne og gange dem med skalaen af ​​hastighedsplanen:

Tabel 2 - Faktiske hastighedsværdier for karakteristiske punkter for håndtagsmekanismen i tre positioner

Mekanismens position	Hastighed på punktet	Vektor længde fra plan (рn), mm

Konstruktion af accelerationsplaner for tre positioner

Lad os skabe et system af vektorligninger for accelerationerne af vægtstangsmekanismen i analogi med vektorhastighedsligninger:

(4.13)

(4.14)

Lad os bestemme den normale acceleration af punkt A af link OA. Da forbindelsen roterer med konstant hastighed, er der ingen tangentiel acceleration. Så har vi:

Lad os præsentere en algoritme til at konstruere en plan for accelerationsanaloger ved hjælp af eksemplet med den første position. Resten af ​​konstruktionerne udføres tilsvarende.

Vi begynder at konstruere planen ved at konstruere accelerationen af ​​punkt A. Lad os plotte den på en skala fra polen P, med vektorens retning fra A til O. Lad os bestemme skalaen af ​​accelerationerne ved vilkårligt at tage accelerationslængden a 1 = 80 mm på tegningen:

m a =

Lad os bestemme vinkelhastighederne for ABC- og SD-forbindelserne. Vi finder deres værdier ved hjælp af formel (4.17), og er rettet parallelt med de tilsvarende links fra basispunktet.

(4.17)

Vi finder vinkelhastigheden for hvert led fra hastighedsplanen. Lad os opsummere de opnåede værdier i tabel 3.

Tabel 3 - Vinkelhastigheder af led og normale accelerationer

Position	Fart	Værdi, m/s	Normal acceleration	Betyder,	Skalaværdi, mm

Konstruktionen udføres ved hjælp af et system af vektorligninger. Tangentiale accelerationer er rettet vinkelret på leddene. Med alt dette i betragtning vil vi konstruere en accelerationsplan for mekanismepositionerne: 1, 7, 10. Punkt 3 er placeret analogt med hastighedsplanen. Vi finder Coriolis-accelerationen ved hjælp af formlen:

(4.18)

(4.19)

Vi opsummerer de opnåede værdier i tabel 4. Den er lagt i rotationsretningen ved 90° fra hastighedsvektoren. Relativ hastighed har en retning parallelt med bevægelsen, hvilket bringer vektorerne i rækkefølge. Find punkt a 3 og d 4.

Tabel 4 - Beregning af Coriolis acceleration

Sammenlignende egenskaber

Vi opsummerer resultaterne af alle beregninger ved hjælp af den grafiske metode og differentiering i tabel 5.

Tabel 5 – Konvergenstabel

Vi finder uoverensstemmelserne i værdierne af hastigheder og accelerationer ved hjælp af formlerne:

(4.20)

(4.21)

hvor er accelerationsværdien fra planen, m/s 2 ;

– accelerationsværdi fra diagrammet, m/s 2 ;

V D4 – hastighedsværdi fra planen, m/s;

V pp D4 – hastighedsværdi fra diagrammet, m/s.

5. Kinetostatisk mekanismeanalyse

Formål kinetostatisk analyse er at finde inertikræfter og bestemme reaktioner i kinematiske par.

Fra det første tegningsark overfører vi mekanismens plan i den første position og overfører også accelerationsplanen for denne position og planen for hastigheder drejet 90 0 mod uret.

Bestemmelse af vægten af ​​mekanismeled

Linkenes vægt bestemmes af formlen

Gi = m i ∙ g, (5,1)

hvor g er tyngdeaccelerationen, g = 9,81 m/s 2 .

Vi opsummerer de opnåede værdier i tabel 6.

Tabel 6 - Vægt og masse af led

Parameter
Vægt, kg

Bestemmelse af inertimomentkræfter og inertikræfter af led

Lad os finde inertikraften af ​​hvert led separat.

Kraften FI er rettet modsat den samlede acceleration af punktet S og kan bestemmes af formlen

hvor m er leddets masse, kg;

og S er accelerationen af ​​leddets massecenter, m/s 2 .

Ved at erstatte numeriske værdier får vi Ф 1 = Ф 2 = 0,

Inertimomentet M I for parret af inertikræfter er rettet modsat vinkelaccelerationen e af leddet og kan bestemmes ved formlen

hvor er inertimomentet for leddet i forhold til den akse, der går gennem massecentrum S og vinkelret på leddets bevægelsesplan, kg ∙ m 2,

Lad os definere vinkelaccelerationer efter formlen

Ved at erstatte numeriske værdier i formler (5.3-5.4) får vi de værdier, som vi vil indtaste i tabel 6.

Tabel 6 – Inertikræfter og inertikræfter af led

Mængder

Bestemmelse af kraftpåføringspunkter

Lad os overveje asura-grupperne separat for at finde reaktioner. Vi vil beregne ud fra sidstnævnte. For rotationspar er reaktioner opdelt i to - parallelle og vinkelrette. Lad os rette kraften af ​​nyttig modstand mod inertikræfterne.

Bestemmelse af reaktioner i et kinematisk par

Vi begynder beregningen med den sidste strukturelle gruppe. Vi tegner en gruppe af links 4 og 5 og overfører alle eksterne belastninger og reaktioner til denne gruppe. Vi anser denne gruppe for at være i ligevægt og konstruerer en ligevægtsligning

Værdien er opdelt i to komponenter: normal og tangentiel.

(5.6)

Værdien findes ud fra ligevægtsbetingelsen i forhold til punkt D for det fjerde led.

hvor , h 1 , er kræfternes arme op til punkt D, bestemt ud fra tegning m.

(5.8)

Vi bygger en kraftplan, hvorfra vi bestemmer mængderne , . Vi opnår følgende værdier under hensyntagen til kraftskalaen m F = 10 N/mm:

I betragtning af at skyderen også kan betragtes separat, opnår vi, at kraften påføres i osv., da afstanden b = 0. Vi bestemmer retninger.

På samme måde konstruerer vi ligevægtsligningen for den anden Asura-gruppe.

Vi leder ikke efter skyder 2's reaktion på vippearmen, fordi det er ikke så vigtigt.

Vi bygger en kraftpolygon, hvorfra vi bestemmer ukendte reaktioner. Vi opnår følgende værdier under hensyntagen til kræfternes skala:

Definition af balancekraft

Vi tegner det førende led og påfører de effektive belastninger. For at systemet skal være i ligevægt indfører vi en balanceringskraft, som påføres i punkt A vinkelret på at forbinde AO. Diagrammet viser, at balancekraften er lig med reaktionen

Bestemmelse af balancekraften ved hjælp af Zhukovsky-metoden

Vi roterer mekanismens hastighedsplan med 90° og anvender virkende kræfter og inertikræfter på den. Derefter konstruerer vi en ligevægtsligning, idet vi betragter hastighedsplanen som et stift legeme i forhold til polen.

Ved at erstatte de numeriske værdier får vi

Vi bestemmer fejlen ved beregning af balanceringskraften ved hjælp af kraftplanmetoden og Zhukovsky-metoden ved hjælp af formlen

(5.11)

Ved at erstatte numeriske værdier får vi

Konklusion

I dette kursusarbejde blev der udført en analyse af krumtap-skyder mekanismen.

I litteraturgennemgangen blev vi fortrolige med forskellige mekanismers funktionsprincipper. Som et resultat af analysen blev følgende typer undersøgelser udført: strukturel, kinematisk, kinetostatisk og gearsyntese.

Under den strukturelle analyse bestemmes strukturen og graden af ​​mobilitet af mekanismen.

I kinematisk analyse blev hastigheder og accelerationer bestemt ved hjælp af to metoder: metoden med planer og metoden til grafisk differentiering. Hastigheden og accelerationerne af punkt D for den første position viste sig at være lig med henholdsvis 0,28 m/s, 0,27 m/s og 5,89 m/s2, 5,9 m/s2, fejlene var 2,1% og 1,2%. For den syvende position er hastighederne og accelerationerne 0,5 m/s, 0,5 m/s og 8,6 m/s 2, 8,5 m/s 2, fejlene var 0% og 2,3%. For den tiende position viste hastighederne og accelerationerne sig at være 2,05 m/s, 1,98 m/s og 3,6 m/s 2, 3,7 m/s 2, fejlene var 2,3% og 2,6%. Det kan argumenteres for, at beregningerne er udført korrekt, pga fejlen for hastigheder overstiger ikke 5 % og for accelerationer mindre end 10 %.

I kinetostatisk analyse blev kraftberegninger udført ved hjælp af to metoder. Metoden med styrkeplaner og Zhukovsky-metoden blev brugt. Ifølge metoden med kraftplaner viste F UR sig at være lig med 910 N, og ifølge Zhukovsky-metoden - 906 N var fejlen 2,3%, hvilket ikke overstiger de tilladte standarder. Det kan konkluderes, at metoden med styrkeplaner er mere arbejdskrævende sammenlignet med Zhukovsky-metoden.

Liste over anvendte kilder

1 Artobolevsky I.I. Teori om mekanismer og maskiner: Tutorial.- 4. udg., tilf. Revideret - M.: Nauka, 1988. - 640 s.

2 Korenyako A.S. Kursusdesign om teorien om mekanismer og maskiner: - 5. udg., revideret - Kyiv: Vishcha School, 1970. - 332 s.

3 Kozhevnikov S.N. Teori om mekanismer og maskiner: Lærebog - 4. udg., revideret - M.: Mechanical Engineering, 1973. - 592 s.

4 Marchenko S.I. Teori om mekanismer og maskiner: Forelæsningsnotater. - Rostov ved Don: Phoenix, 2003. – 256 s.

5 Kulbachny O.I.. Teori om mekanismer og maskindesign: Lærebog.-M.: Higher School, 1970.-228

1. Strukturel analyse mekanisme

En håndsving-skyder mekanisme er præsenteret.

Vi bestemmer antallet af grader af mekanismen under undersøgelse ved hjælp af Chebyshev-formlen:

(1)

Hvor n – antallet af bevægelige led i den kinematiske kæde, der undersøges; s 4 Og p5– antallet af henholdsvis fjerde og femte klasses par.

For at bestemme værdien af ​​koefficienten n Lad os analysere blokdiagrammet af mekanismen (figur 1):

Billede 1 - Strukturordning mekanisme

Mekanismens blokdiagram består af fire links:

1 - håndsving,

2 – plejlstang AB,

3 – skyder B,

0 – stå,

i dette tilfælde er led 1 – 3 bevægelige led, og stativ 0 er et fast led. Det er repræsenteret som en del af et strukturelt diagram af to hængslede faste understøtninger og en glideføring 3.

Derfor, n=3.

For at bestemme koefficientværdierne s 4 Og p5 Lad os finde alle kinematiske par, der er en del af den kinematiske kæde, der overvejes. Resultaterne af undersøgelsen er registreret i tabel 1.

Tabel 1 – Kinematiske par

№		Kinematisk par (KP)			Biografplan - tic par		Biograf klasse- tic par	Bevægelsesgrad
1		0 – 1					roterende
2		1 – 2					roterende	1
3		2 – 3					roterende	1
4		3 – 0			roterende			1

Af analysen af ​​dataene i tabel 1 følger det, at de undersøgte forbrændingsmotorens mekanisme med et øget stempelslag består den af ​​syv par af den femte klasse og danner en lukket kinematisk kæde. Derfor, p 5 = 4, EN p4 = 0.

Erstatning af de fundne værdier af koefficienterne n, s 5 Og s 4 i udtryk (1), får vi:

For at identificere den strukturelle sammensætning af mekanismen opdeler vi diagrammet under overvejelse i Assur strukturelle grupper.

Den første gruppe af links er 0-3-2 (figur 2).

Figur 2 – Assur strukturgruppe

Denne gruppe består af to bevægelige dele:

plejlstang 2 og skyder 3;

to snore:

og tre kinematiske par:

1-2 – femte klasse rotationspar;

2-3 - femte klasse rotationspar;

3-0 – progressivt par af femte klasse;

derefter n=2; p5=3, a p4=0.

Substitution af de identificerede koefficientværdier i udtryk (1),

Derfor er gruppen af ​​led 4-5 en strukturel gruppe af Assur 2 klasse 2 orden 2 arter.

Den anden gruppe af links er 0-1 (figur 3).

Figur 3 – Primær mekanisme

Denne gruppe af led består af et bevægeligt led - håndsving 1, stativ 0 og et kinematisk par:

0 – 1 – femte klasse rotationspar;

derefter n=1; p5=1, a p4=0.

Ved at erstatte de fundne værdier i udtryk (1), får vi:

Derfor er gruppe af links 1 – 2 faktisk en primær mekanisme med mobilitet 1.

Mekanismens strukturformel

MEKANISME=PM(W=1) + SGA(2. klasse, 2. orden, 2. type)

2. Syntese af det kinematiske skema

For at syntetisere et kinematisk skema er det først nødvendigt at etablere længdeskalafaktoren μ ℓ. For at finde μ ℓ er det nødvendigt at tage den naturlige størrelse af krank-OS og dividere den med størrelsen af ​​et segment med vilkårlig længde │OC│:

Efter dette, ved hjælp af længdeskalafaktoren, konverterer vi alle de naturlige dimensioner af forbindelserne til segmenter, ved hjælp af hvilke vi vil bygge et kinematisk diagram:

Efter at have beregnet dimensionerne fortsætter vi med at konstruere en position af mekanismen (figur 4) ved hjælp af serif-metoden.

For at gøre dette skal du først trække stolpe 0 ud, hvorpå håndsvinget er fastgjort. Derefter tegner vi en vandret lige linje XX gennem midten af ​​cirklen, der blev tegnet for at bygge stativet. Det er nødvendigt for efterfølgende at finde midten af ​​skyderen 3. Dernæst tegner vi fra midten af ​​den samme cirkel to andre med en radius

Og . Derfra tegner vi et længdesegment i en vinkel til den vandrette linje XX. Skæringspunkterne for dette segment med de konstruerede cirkler vil være henholdsvis punkt A og C. Så fra punkt A konstruerer vi en cirkel med radius.

Skæringspunktet for denne cirkel med lige linje XX vil være punkt B. Vi tegner en guide til skyderen, som vil falde sammen med lige linje XX. Vi bygger skyderen og alle de andre nødvendige detaljer i tegningen. Vi markerer alle punkterne. Syntesen af ​​det kinematiske skema er afsluttet.

3. Kinematisk analyse af en flad mekanisme

Lad os begynde at bygge en hastighedsplan for mekanismens position. For at forenkle beregningerne bør du beregne hastighederne og retningerne for alle punkter i mekanismens position og derefter bygge en hastighedsplan.

Figur 4 – En af mekanismens positioner

Lad os analysere diagrammet over krank-skydermekanismen: punkt O og O 1 er faste punkter, derfor er hastighedsmodulerne for disse punkter lig med nul (

).

Hastighedsvektoren for punkt A er den geometriske sum af hastighedsvektoren for punkt O og hastigheden af ​​den relative rotationsbevægelse af punkt A omkring punkt O:

. (2)

Hastighed vektor handling linje

er vinkelret på krumtap 1's akse, og denne vektors virkningsretning falder sammen med krumtappens rotationsretning.

Hastighedsmodul punkt A:

, (3) - vinkelhastighed af led OA; - OS længde.

Vinkelhastighed

Send dit gode arbejde i videnbasen er enkel. Brug formularen nedenfor

Studerende, kandidatstuderende, unge forskere, der bruger videnbasen i deres studier og arbejde, vil være dig meget taknemmelig.

Udgivet på Allbest.ru

Introduktion

2.1.1 Mærkning af mekanismen

2.1.2 Beregning af hastigheder

2.1.3 Beregning af accelerationer

Konklusion

Introduktion

Mekanismeteorien løser problemer med maskinernes struktur, kinematik og dynamik i forbindelse med deres syntese og analyse.

I dette arbejde gennemføres en analyse, pga en eksisterende mekanisme er ved at blive udforsket.

Kursusprojektet i disciplinen "Teori om mekanismer og maskiner" giver mulighed for beregning af mekanismen i tre hovedafsnit:

1. Strukturanalyse.

2. Kinematisk analyse.

3. Kinetostatisk analyse.

Hver sektion udfører et specifikt sæt af beregninger, der er nødvendige for at studere en given mekanisme.

Strukturanalyse giver generel idé om strukturen af ​​den undersøgte mekanisme. Dette afsnit involverer ikke en stor mængde beregninger, men giver kun indledende information om delene og hele mekanismen som helhed. Disse oplysninger vil være nødvendige i fremtiden ved beregning af mekanismen.

Kinematisk analyse er baseret på resultaterne af strukturel analyse og involverer beregning af kinematiske egenskaber. I dette afsnit plottes mekanismens positioner på forskellige tidspunkter, hastigheder, accelerationer og bevægelser af punkter og led i mekanismen beregnes. Beregninger udføres ved hjælp af forskellige metoder, især metoden til planer (dvs. løsning af ligninger på en vektor måde), metoden til kinematiske diagrammer, hvor diagrammer af kinematiske karakteristika er konstrueret, og mekanismen studeres ved hjælp af dem.

Kinetostatisk analyse eller kraftberegning gør det muligt at beregne de kræfter og reaktioner, der virker på mekanismen, ikke kun ydre kræfter såsom tyngdekraften, men også kræfter af udelukkende indre karakter. Disse er kræfter - reaktioner af forbindelser dannet, når nogen links er udelukket. Ved kraftberegninger anvendes delvist de samme metoder som ved kinematisk analyse, men udover dem anvendes også N.E.-metoden. Zhukovsky, så du kan kontrollere rigtigheden af ​​arbejdet.

Alle metoder, der anvendes i arbejdet, er enkle og ret nøjagtige, hvilket ikke er uvæsentligt i ingeniørberegninger af denne art.

Afsnit 1. Strukturel analyse af mekanismen

Strukturel analyse giver dig mulighed for at forstå strukturen af ​​mekanismen. De vigtigste mål, der skal nås i dette afsnit er:

1) Bestemmelse af mekanismens struktur;

2) Beregning af mekanismens mobilitet;

3) Bestemmelse af mekanismeklassen;

Krank-skyder mekanisme arbejdende maskine vist i fig. 1.1, den består af: 0 - stativ; 1 - krank; 2 - plejlstang; 3 - skyder.

Det samlede antal mekanismeled er N=4.

Lad os bestemme mobiliteten af ​​mekanismen ved hjælp af Chebyshev-formlen:

W = 3n - 2P5 - P4, (1,1)

hvor n er antallet af bevægelige led (n = 3), P 5 er antallet af par af den femte klasse, P 4 er antallet af par af den fjerde klasse.

Lad os skildre blokdiagrammet for mekanismen:

Ris. 1.2 Blokdiagram

Antal femte klasses par P 5: (0;1), (1;2), (2;3),

Antal fjerdeklassepar P 4 = 0.

Mekanismemobilitet (1.1):

Lad os nedskrive formlen for strukturen af ​​mekanismen:

Mekanisme klasse - II.

Afsnit 2. Kinematisk analyse af mekanismen

krank glidende kinematisk håndtag

I dette afsnit er problemerne med kinematisk analyse af krumtap-skydermekanismen af ​​en arbejdsmaskine løst, nemlig: mærkningen af ​​mekanismen er konstrueret til dens tolv positioner; positionerne af leddenes massecentre bestemmes; der laves planer for hastigheder og accelerationer; værdierne for hastighed, acceleration og forskydning af udgangsforbindelsen bestemmes; mekanismens yderpositioner bestemmes; kinematiske diagrammer er konstrueret.

2.1 Kinematisk analyse ved hjælp af planmetoden

Kinematisk analyse ved hjælp af planmetoden (grafoanalytisk metode) er ret enkel, intuitiv og har tilstrækkelig nøjagtighed til tekniske beregninger. Dens essens er, at forholdet mellem hastigheder og accelerationer er beskrevet af vektorligninger, der løses grafisk.

2.2.1 Mærkning af mekanismen

Mærkningen af ​​mekanismen repræsenterer mekanismen i tolv positioner på bestemte tidspunkter. Mærkningen af ​​mekanismen er baseret på de indledende data. Ved konstruktion af markeringer er hovedopgaven at opretholde proportionerne af dimensionerne af koblingerne og det overordnede design af mekanismen.

For at konstruere markeringerne er det nødvendigt at beregne skalafaktoren, som giver dig mulighed for at opretholde alle proportioner og relatere de reelle dimensioner af mekanismen til de dimensioner, der bruges i den grafiske del. Skalafaktoren bestemmes ud fra forholdet mellem den faktiske størrelse af mekanismen (udtrykt i meter) og størrelsen på arket i den grafiske del (udtrykt i millimeter). Lad os finde værdien af ​​skaleringsfaktoren ved hjælp af den faktiske størrelse af kranken, svarende til 0,280 m, og størrelsen af ​​kranken på arket i den grafiske del, som vi tager 70 mm

hvor er den faktiske krankstørrelse.

Ved hjælp af den resulterende skalafaktor beregner vi de resterende dimensioner af mekanismeforbindelserne.

Samme for alle andre størrelser. Resultaterne af størrelsesberegningerne er vist i tabel 1.

tabel 1

Baseret på de opnåede dimensioner bygger vi tolv positioner af mekanismen, strengt observeret alle proportioner og den grundlæggende struktur. Mærkningen af ​​mekanismen er bygget på det første ark af den grafiske del af kursusprojektet. I fig. 2.1.1 viser mekanismen i tolv positioner.

Ris. 2.1.1 Mekanisme i tolv stillinger

2.1.2 Beregning af hastigheder

Hastighedsberegninger er lavet for alle tolv positioner af mekanismen. De lineære og vinkelmæssige hastigheder af alle led, såvel som hastighederne af massecentrene, beregnes.

Vi vil beregne hastigheder og konstruere planer for position nr. 2 af mekanismen.

Håndsvingets vinkelhastighed:

Ved hjælp af værdien af ​​krumtappens vinkelhastighed bestemmer vi hastigheden af ​​punkt A:

hvor er længden af ​​link OA.

Lad os skrive vektorligningen for hastigheden af ​​punkt B:

I denne ligning kender vi retningerne af hastighedsvektorerne V B, VA, V AB. Hastigheden af ​​punkt B er rettet langs t-t guiden, hastigheden af ​​punkt A er rettet vinkelret på krumtappen OA, og hastigheden af ​​link AB er rettet vinkelret på dette led. Ved at kende retningen af ​​hastighederne og værdien af ​​hastigheden af ​​punkt A, løser vi ligning (2.1) grafisk (Figur 2.1.2). For at gøre dette vil vi i første omgang bestemme værdien af ​​den skalafaktor, der er nødvendig for byggeri. Det bestemmes på samme måde som skalafaktoren fundet i afsnit 2.1.1:

hvor pa er et segment, der viser hastigheden af ​​punkt A på hastighedsplanen (pa er valgt vilkårligt).

Efter at have bestemt skalafaktoren løser vi vektorligningen (2.1) (Fig. 2.1.2). For at gøre dette skal du markere punktet p v - stangen, fra det tegner vi et segment p v a, svarende til værdien af ​​hastigheden af ​​punkt A og rettet vinkelret på krumtappen OA. Fra slutningen af ​​det konstruerede segment tegner vi en virkningslinje for den relative hastighed, som er rettet vinkelret på AB; i skæringspunktet mellem denne vektor og t-t-guiden vil punkt b være placeret. Vektor p v b bestemmer hastigheden af ​​punkt B; den er rettet fra polen p v .

Vi bestemmer den numeriske værdi af hastighederne ved at måle de resulterende segmenter og gange dem med en skalafaktor:

Vi beregner vinkelhastigheder ved hjælp af formlerne:

hvor er længden af ​​plejlstangen (m).

Positionen af ​​massecentrene på hastighedsplanen vil blive bestemt af lighedsegenskaben:

Hastigheden af ​​plejlstangens massecenter er:

I dette arbejde udføres hastighedsberegninger for alle tolv positioner. Beregningen udføres på samme måde som den betragtede situation. Vektorerne for alle hastigheder stammer fra én pol. Beregningsresultaterne (fuldhastighedsplan) præsenteres på første ark i den grafiske del af projektet. Værdierne for alle hastigheder af mekanismens links og linkpunkter er vist i tabel 2.

tabel 2

2.1.3 Beregning af accelerationer

Accelerationsberegninger udføres for to positioner af mekanismens arbejdsslag, hvor den nyttige modstandskraft ikke er lig med nul. Accelerationerne bestemmes på samme måde som hastighederne, hvis beregning er udført ovenfor (afsnit 2.1.2).

Lad os først bestemme accelerationen af ​​krumtappens punkt A. Den er konstant og lig med produktet af kvadratet af krumtappens vinkelhastighed og dens længde:

Vi finder accelerationerne ved hjælp af planmetoden; til dette vil vi skrive vektorligningen for accelerationen af ​​punkt B:

hvor og er de normale og tangentielle komponenter af accelerationen af ​​henholdsvis led AB.

Lad os løse ligning (2.10) grafisk. For at gøre dette tager vi accelerationsplanens skalafaktor lig med:

Vi bygger en accelerationsplan i henhold til retningen af ​​vektorerne:

Ret fra punkt A til punkt O 1;

Ret fra punkt B til punkt A;

Rettet vinkelret på led AB;

Retningen er givet af t - t guiden.

Lad os bestemme den normale komponent af accelerationen af ​​link AB:

Sådan opbygger du en accelerationsplan:

· vælg stangen r a;

· konstruere accelerationsvektoren for punkt A;

· fra enden af ​​vektoren bygger vi en stråle parallelt for at forbinde AB, og på denne stråle aflægger vi et segment lig med: ;

· gennem punkt n tegner vi en ret linje vinkelret på AB, markerer punktet for dets skæringspunkt med t-t guiden - punkt b;

· segment p a b - acceleration af punkt B på accelerationsplanen.

Accelerationen af ​​massecentrene bestemmes af lighedsprincippet:

Accelerationsplanen for position nr. 2 er vist i fig. 2.1.4

Ris. 2.1.4 Accelerationsplan for position nr. 2

Vi beregner de numeriske værdier af acceleration ved hjælp af formlerne:

De opnåede værdier for alle accelerationer for mekanismeposition nr. 8 og nr. 10 er angivet i tabel 3.

Tabel 3

2.2 Kinematisk analyse ved hjælp af diagrammetoden

Metoden til kinematiske diagrammer giver dig mulighed for tydeligt at se, hvordan forskydning, hastighed og acceleration ændres under mekanismens driftscyklus.

Lad os tage skalafaktoren for at være ens.

For at konstruere diagrammer har vi brug for en tidsskalafaktor og en rotationsvinkelskalafaktor. Vi beregner disse koefficienter ved hjælp af formlerne:

hvor t c - cyklus tid,; L=180 mm.

Forskydningsdiagrammet er vist i fig. 2.2.1

Figur 2.2.1. Bevægelsesdiagram

Vi overfører udgangsforbindelsens hastigheder til hastighedsdiagrammet under hensyntagen til de opnåede skalafaktorer. Vi forbinder de opnåede hastighedsværdier med en linje, og som et resultat har vi et diagram for hastigheden af ​​udgangsforbindelsen i tolv positioner af mekanismen (fig. 2.2.2).

Hastighedsdiagrammet er bygget på det første ark af den grafiske del.

Ris. 2.2.2. Hastighedsdiagram

Accelerationsdiagrammet er konstrueret ved hjælp af metoden til grafisk differentiering. For det:

· hastighedsdiagrammet er tilnærmet med en stiplet linje;

· fra hastighedsdiagrammet, overfør abscisseaksen til accelerationsdiagrammet og fortsæt det ud over koordinaternes oprindelse (til venstre);

· afsæt segmentet H = 20 mm;

· på hastighedsdiagrammet bestemmer vi punkt 1/, og forbinder det derefter til punkt O med en ret linje:

· fra punktet P tegner vi en stråle parallelt med akkorden O1 /. Vi får punkt 1 // ;

· segment O1 // viser den gennemsnitlige acceleration over tidsintervallet (0;1);

· for at finde et punkt i accelerationsdiagrammet, er det nødvendigt at genskabe en vinkelret fra midten af ​​tidsintervallet (0;1) og projicere punkt 1 // på denne vinkel;

· Vi gentager disse konstruktioner i hele tidsintervallet.

Lad os bestemme skalafaktoren for accelerationsdiagrammet:

Ris. 2.2.3. Accelerationsdiagram

Afsnit 3. Kinetostatisk mekanismeanalyse

Formål med kinetostatisk analyse:

· bestemmelse af kraften af ​​nyttig modstand i de betragtede positioner af mekanismen;

· bestemmelse af reaktioner i kinematiske par;

· bestemmelse af balanceringsmomentet ved hjælp af planmetoden;

· bestemmelse af balanceringsmomentet ved "hard lever"-metoden N.E. Zhukovsky

3.1 Kraftberegning efter planmetoden

Kraftberegning ved hjælp af planmetoden gør det muligt at bestemme reaktionerne i kinematiske par og balancemomentet. Denne metode er enkel, intuitiv og nøjagtig nok til tekniske beregninger.

3.1.1 Bestemmelse af den nyttige modstandskraft

Proceduren til at konstruere markeringerne til kraftberegningen af ​​mekanismen adskiller sig ikke fra dens konstruktion i kinematisk analysesektion, så der kræves ingen yderligere forklaring her. Efter at have konstrueret markeringen går vi videre til kraftdiagrammet, som skal overføres fra kildedataene til arket. Det er vigtigt at bestemme. størrelsen af ​​modstandskræfterne i hver markeringsposition og fastslå deres overensstemmelse med disse positioner. På mekanismens markeringer er der mærker for positionen af ​​punkt B på skyderen. Lad os rette ordinataksen for den ønskede graf parallelt med banen for punkt B fra dets nulposition mod den anden yderposition. Lad os rette abscisseaksen vinkelret på denne akse. I dette tilfælde er bevægelsen af ​​punkt B i det væsentlige plottet langs ordinataksen, og modstandskraften P er plottet langs abscisseaksen på samme måde som på den originale graf.

I det valgte koordinatsystem er det nødvendigt at plotte skalaer langs begge akser og derefter et koordinatgitter på nøjagtig samme måde, som det blev gjort på den oprindelige graf i opgaven til kursusprojektet. Efter at have læst koordinaterne for en række karakteristiske punkter i den originale graf, konstruerer vi disse punkter i det koordinatsystem, der er forberedt hertil, og forbinder derefter de plottede punkter sekventielt med hinanden, hvilket giver den ønskede graf.

Ved at sænke perpendikulerne fra banemærkerne ned på grafens ordinatakse får vi abscissen P i de nødvendige positioner til markering af mekanismens arbejdsslag. Bemærk, at skalaen langs grafens ordinatakse er lig med markeringsskalaen (Figur 3.1.1 a)

Lad os finde modstandskræfterne:

til 2. plads:

R s_ 2 = 1809 N,

Til 4. plads:

Rs_4 = 1298 N.

Fig 3.1.1a Bestemmelse af den nyttige modstandskraft

3.1.2 Kraftberegning af konstruktionsgruppen

Lad os flytte led AB fra markeringen af ​​mekanismen og ved punkt A frigøre det fra forbindelserne, kassere link 1 og erstatte handlingen af ​​dette led med en reaktion, som igen har normale og tangentielle komponenter.

Vi anvender tyngdekraften, inerti, nyttig modstand og reaktion af forbindelser til gruppens led. I belastningsdiagrammet (fig. 3.1.1) skildrer vi kræfter efter segmenter af vilkårlig størrelse, men strengt vedligeholder disse kræfters retninger. Vi retter inertikræfterne i retning modsat accelerationen af ​​de tilsvarende punkter. Den nyttige modstandskraft er rettet i retning modsat retningen af ​​skyderens hastighed i den valgte position.

Ris. 3.1.1. Belastningsdiagram for strukturgruppe for position nr. 2

Lad os bestemme inertikraften af ​​skyderen i position nr. 7:

Inertikræfter af led AB:

Lad os nedskrive summen af ​​momenter i forhold til skyder B:

Fra ligning (3.3) udtrykker vi:

Lad os nedskrive summen af ​​alle kræfter, der virker på gruppen:

Lad os løse ligning (3.5) grafisk (fig. 3.1.4). Lad os vælge en skalafaktor. Vi vælger en pol, gennem hvilken vi tegner en lige linje parallelt med belastningsdiagrammet og lægger et segment, der repræsenterer det på det. Vi konstruerer sekventielt vektorerne for alle kræfter i overensstemmelse med ligning (3.5), så de ukendte reaktioner konstrueres sidst. Skæringspunktet mellem disse to vektorers virkningslinjer vil give en løsning på denne ligning. I fig. 3.1.2 viser kraftplanen for trailergruppen i position nr. 2 af mekanismen.

Ris. 3.1.2. Force plan for trailer gruppe

For at bestemme de numeriske værdier af ukendte reaktioner er det nødvendigt at måle segmenterne, der angiver disse reaktioner på kraftplanen, og gange dem med en skalafaktor.

De opnåede værdier af beregninger og konstruktioner er indtastet i tabellen.

3.1.3 Effektberegning af den originale mekanisme

Kraftberegningen af ​​kranken giver dig mulighed for at bestemme balanceringsmomentet.

For at beregne flytter vi det indledende led fra markeringen, kasserer stativet og erstatter det med den ukendte reaktion R01. Lad os belaste kranken med tyngdekraft og koblingsreaktioner (fig. 3.1.3).

Balanceringsmomentet M ur bestemmer vi ud fra krumtappens ligevægtsligning i form af momenter i forhold til punkt O 1.

Fra ligning (3.6) udtrykker vi øjeblikket M ur og finder dets numeriske værdi:

For at finde den ukendte reaktion R 01, laver vi en ligning for alle kræfter, der virker på linket og løser den ved hjælp af planmetoden:

Ris. 3.1.4. Plan over kræfter af den oprindelige mekanisme

Reaktion R01:

3.2 Kraftberegning ved hjælp af "hard lever"-metoden N.E. Zhukovsky

Hovedopgaven med kraftberegning ved hjælp af Zhukovskys "hårde håndtag"-metode er at kontrollere rigtigheden af ​​at konstruere kraftplaner og bestemme reaktioner i kinematiske par.

Fra et vilkårligt punkt taget som P-polen bygger vi en accelerationsplan for position nr. 8 og roterer den 90 0 med uret i forhold til dens normale position. Hastighedsplanen for position nr. 8 blev konstrueret i afsnit 2.1.2. Vi overfører disse kræfter til enderne af hastighedsvektorerne for de punkter, hvor kræfterne påført mekanismen virker og bevarer deres nøjagtige retninger.

Vi bestemmer retningen og værdien af ​​de inertimomenter, der virker på mekanismen. Da ab og på hastighedsplanen falder sammen med AB på markeringen af ​​mekanismen, så

Ris. 3.2.1. "Hård håndtag"

Vi sammensætter hastighedsplanens ligevægtsligninger som en betinget stiv vægtstang i form af kræftmomenter i forhold til hastighedsplanens pol. Kraftarmene tages direkte fra håndtaget uden nogen transformationer:

Vi definerer:

Balancerende øjeblik:

Lad os bestemme fejlen:

Fejlen kan derfor konkluderes, at beregningen er foretaget korrekt.

Kraftberegningen for position nr. 4 udføres på tilsvarende måde.

Effektberegning af den bugserede konstruktionsgruppe i position nr. 4

Kraftberegningen af ​​mekanismen i 10. position udføres på lignende måde. Som et resultat af beregningerne får vi:

Konklusion

I dette kursusprojekt blev problemerne med kinematisk og kinetostatisk analyse af mekanismen løst. I løbet af projektet er følgende mål nået:

· en komplet kinematisk beregning af mekanismen blev udført;

· Værdierne for hastigheder, accelerationer og bevægelser af led og punkter i mekanismen bestemmes;

· positionerne for mekanismens arbejdsslag blev fundet;

· de kræfter og reaktioner, der virker på mekanismen, bestemmes;

De opnåede værdier under beregninger og beregninger blev verificeret ved Zhukovsky-metoden. Ved hjælp af denne metode blev fejlen bestemt i position nr. 2 () og i position nr. 4 (), hvilket viste sig at være mindre end tilladt, hvilket indikerer korrekte konstruktioner og beregninger.

Bibliografi

1. N.N. Fedorov. Design og kinematik af flade mekanismer. Tutorial. Omsk, Omsk State Technical University, 2010.

2. N.N. Fedorov. Kinetostatik af flade mekanismer og dynamik af maskiner. Tutorial. Omsk, Omsk State Technical University, 2009.

3. Artobolevsky I. I. Teori om mekanismer og maskiner. Lærebog for universiteter - M.: Nauka, 1988.

4. Kozhevnikov S.N. Teori om mekanismer og maskiner. -M.: Nauka, 2012.

Udgivet på Allbest.ru

Lignende dokumenter

Kinematisk og kinetostatisk undersøgelse af arbejdsmaskinens mekanisme. Beregning af hastigheder ved hjælp af planmetoden. Effektberegning af strukturgruppen og det førende led ved hjælp af planmetoden. Bestemmelse af balancekraften ved "hard lever"-metoden N.E. Zhukovsky.

kursusarbejde, tilføjet 05/04/2016


Strukturel analyse af krank-skydermekanismen. Konstruktion af planer for position, hastigheder, accelerationer og kinematiske diagrammer. Bestemmelse af de resulterende inertikræfter og balancekraft. Beregning af svinghjulets inertimoment. Syntese af knastmekanismen.

kursusarbejde, tilføjet 23/01/2013


Strukturel analyse af en arbejdsmaskines løftestangsmekanisme, dens kinematiske og dynamiske undersøgelse. Håndsving-skyder mekanisme, dens bevægelige led. Konstruktion af planer for mekanismen, hastigheder og accelerationer. Kraftberegning af håndtagsmekanismen.

kursusarbejde, tilføjet 27/05/2015


Strukturel analyse af krank-skydermekanismen, identifikation af dens strukturelle sammensætning. Syntese af kinematisk skema. Kinematisk analyse af en flad mekanisme. Bestemmelse af de kræfter, der virker på mekanismens led. Kinetostatisk metode til kraftanalyse.

laboratoriearbejde, tilføjet 13.12.2010


Bestemmelse af positioner, hastigheder og accelerationer af forbindelsesled og deres forskellige punkter. Undersøgelse af bevægelsen af ​​links ved hjælp af metoden med diagrammer, planer eller koordinater. Beregning af kræfter, der virker på led ved hjælp af metoden med kraftplaner og Zhukovskys løftestang.

kursus arbejde, tilføjet 09/28/2011


Strukturel og kinematisk analyse af mekanismen i en smede- og stansemaskine ved hjælp af metoden med planer og diagrammer. Bestemmelse af kræfter og reaktioner, der virker på led i kinematiske par. Bestemmelse af balancekraften ved "hård håndtag"-metoden af ​​N. Zhukovsky.

kursusarbejde, tilføjet 11/01/2013


Strukturel og kinematisk analyse af krank-skydermekanismen. Definition af lineær og vinkelhastigheder og accelerationer. Beregning af den største bremsekraft i bremseanordning; kinematiske parametre for gearkassens drev, geartransmission og aksler.

test, tilføjet 22/03/2015


Strukturel og kinematisk analyse af løftestangsmekanismen i en tegnepresse. Definition af klassen og dens nedbrydning i Asura-grupper. Konstruktion af planer for placering af mekanismer, hastigheder og accelerationer. Bestemmelse af balancekraften ved hjælp af Zhukovsky løftestangsmetoden.

kursusarbejde, tilføjet 17.05.2015


Kinematisk diagram krumtap-balancer mekanisme. Indledende position af det førende led. Kinematiske diagrammer, hastigheds- og accelerationsplaner. Bestemmelse af balanceringsmomentet på drevkransen, test ved hjælp af Zhukovsky-håndtagets metode.

test, tilføjet 27/07/2009


Grundlæggende om kinematisk og kinetostatisk forskning af krank-skydermekanismen. Udvikling af tegninger af en plan over hastigheder, accelerationer og statistiske momenter med efterfølgende beregning af deres værdier. Konstruktion af en hodograf af hastigheden af ​​et kinematisk par.

ipno-skyder mekanisme

2.1. Blokdiagram af mekanismen

Fig 2.1 Blokdiagram af krank-skydermekanismen

2.2. Identifikation af komplekse og adskilte kinematiske par

I krumtap-skydermekanismen er der ingen kinematiske par med afstand. Par I kompleks, så vi vil betragte det som to kinematiske par.

2.3. Klassificering af kinematiske par af en mekanisme

Tabel 2.1

Ingen.	Antal links, der danner et par	Symbol	Navn	Mobilitet	Højere/ Laveste	Lukning (Geometrisk/ Strøm)	Åben/ Lukket
			Roterende
			Roterende
			Roterende
			Roterende
			Roterende
			Roterende
			Progressiv

Mekanismen, der undersøges, består kun af enkeltbevægende kinematiske par ( R 1 = 7, R= 7), hvor R 1 – antal enkeltbevægelige kinematiske par i mekanismen, R- det samlede antal kinematiske par i mekanismen.

2. 4. Klassificering af mekanismeforbindelser

Tabel 2.2

Ingen.	Link numre	Symbol	Navn	Bevægelse	Antal hjørner
				Fraværende
			Krank	Roterende
				Roterende
				Progressiv

Mekanismen har: fire () dobbelt-vertex () lineære led 1,2,4,5; en (n 3 =1) tre-vertex-led, som er basisleddet; fem () bevægelige led.

Find antallet af forbindelser til stativet. Transportørmekanismen har tre () forbindelser til stativet.

I den komplekse mekanisme, der undersøges, kan der skelnes mellem en elementær mekanisme

Ris. 2.4 Krank-skyder mekanisme.

Der er ingen mekanismer med åbne kinematiske kæder i den undersøgte krumtap-skyder-mekanisme.

Mekanismen indeholder kun simple stationære mekanismer.

Der er ingen fastgørelsesled i den undersøgte mekanisme. Link 3 er samtidigt inkluderet i to simple mekanismer - et fire-stangs hængsel og en krumtap-skyder. Så for dette link

Lad os klassificere mekanismen. Den undersøgte mekanisme har en konstant struktur, er kompleks og af samme type. Den består af en elementær mekanisme og to stationære simple, som kun indeholder lukkede kinematiske kæder.

Mekanismen findes i et tre-bevægende rum.

Formler til bestemmelse af disse mekanismers mobilitet vil have følgende form:

Lad os bestemme mobiliteten af ​​et firestangshængsel. Denne mekanisme har: tre () bevægelige led 1,2,3; fire () enkeltbevægelige kinematiske par O, A, B, C.

Lad os finde mobiliteten af ​​krank-skydermekanismen. Den har: () bevægelige led 3,4,5 og fire () kinematiske par C, B, D, K. Dens mobilitet bestemmes på samme måde:

Vi bestemmer mobiliteten af ​​en kompleks mekanisme ved hjælp af formlen:

Vi analyserer den strukturelle model af maskinmekanismen. Vi kontrollerer, om den mekanisme, der undersøges, svarer til strukturen af ​​den matematiske model. Mekanismen har: syv () enkeltbevægelige kinematiske par; fem () bevægelige to-vertex () led, den ene er ; tre forbindelser til stativet () og ingen fastgørelsesled ().

Matematisk model:

;

;

Da modellens ligninger er blevet til identiteter, har den undersøgte enhed den korrekte struktur og er en mekanisme.

Lad os identificere og klassificere strukturelle grupper. Den elementære mekanisme er konventionelt klassificeret som en klasse I-mekanisme.

Klassen af ​​en strukturel gruppe bestemmes af antallet af kinematiske par inkluderet i en lukket sløjfe dannet af interne kinematiske par. Rækkefølgen af ​​gruppen bestemmes af antallet af eksterne kinematiske par. Gruppetypen bestemmes afhængigt af placeringen af ​​rotations- og translationelle kinematiske par på den.

2-ordre

Det kan ses, at de identificerede strukturelle grupper er fuldstændig ens i arten og kvantitative sammensætning af links og kinematiske par. Hver af de strukturelle grupper har: to bevægelige led (), og forbindelserne er to-spidser (), og derfor har basisleddet også to knudepunkter (); tre () enkeltbevægelige kinematiske par, hvoraf to er eksterne ().

Vi tjekker om de udvalgte strukturelle grupper svarer til matematiske modeller. Da grupperne ligner hinanden, udfører vi kun kontrollen på én gruppe, for eksempel OAB. Matematiske modeller af strukturelle grupper har formen:

Krumtap-skydermekanismen tilhører klasse II.

3. Kinematisk analyse af mekanismen

Kinematisk analyse af enhver mekanisme består i at bestemme: ekstreme (døde) positioner af maskinen, herunder at bestemme banerne for individuelle punkter; hastigheder og accelerationer af karakteristiske punkter af led i henhold til den kendte bevægelseslov for det indledende led (generaliserede koordinater).

3.1 Bestemmelse af mekanismens ekstreme (døde) positioner

Mekanismens ekstreme (døde) positioner kan bestemmes analytisk eller grafisk. Da analyser giver højere nøjagtighed, foretrækkes det ved bestemmelse af ekstreme positioner.

For en krumtap-skyder og en hængslet krumtap-vippe fire-led, vil yderpositionerne være, når håndsvinget og plejlstangen enten er forlænget () eller foldet () i en linje.

Ris. 3.1 Bestemmelse af mekanismens yderpositioner.

3.2 Bestemmelse af positionerne af mekanismeforbindelserne grafisk.

Ris. 3.3 Konstruktion af lukkede vektorkonturer.

Vi placerer blokdiagrammet af mekanismen i et rektangulært koordinatsystem, hvis begyndelse er placeret ved punkt O. Vi forbinder vektorerne med mekanismens koblinger, så deres sekvens er to lukkede konturer: OABCO og CBDC.

For OABCO kredsløb: (3.1)

Lad os forestille os ligningen i projektioner på koordinatakserne.