Introduktion

1. Litteraturgennemgang

3. Kinematisk analyse af mekanismen

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 håndsvinget glidemekanisme. 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 hastighederne og accelerationerne af mekanismens punkter blev bestemt ved hjælp af metoderne til planer og kinematiske diagrammer. I kinetostatisk analyse En kraftberegning blev 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 analyse og syntese af den designede maskine samt i at udvikle den kinematiske skemaer s, der giver med tilstrækkelig tilnærmelse reproduktionen af ​​den påkrævede bevægelseslov.

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 at overføre 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

Rumlemekanismen (Figur 1) består af fem led: 1 – krank OA, som gør 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. Skærmmekanismen (figur 1) består af et førende led af 1 og to strukturelle grupper af klasse II af 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

Formålet med 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 bestemme vinkelaccelerationerne ved hjælp af 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 starter beregningen fra den sidste strukturel 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: Lærebog - 4. udgave, yderligere. 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 af mekanismen

1.1 Bestemmelse af mekanismens mobilitetsgrad

Hvor N= 3 — antallet af bevægelige dele af mekanismen

— antal kinematiske par af den femte klasse

— antal kinematiske par af fjerde klasse

I en given mekanisme er der fire par af den femte klasse

Roterende par

3.0 translationelle par

Ingen fjerdeklasses par

1.2 Bestemmelse af mekanismeklassen

For at gøre dette opdeler vi mekanismen i Assur-grupper.

Vi definerer Assur-gruppen af ​​anden klasse dannet af led 2 og 3. Det førende led forbliver, og danner en mekanisme af den første klasse.

Klasse I mekanisme Klasse II mekanisme

Ordre 2

Formel for strukturen af ​​mekanismen

I (0,1) II (2,3)

Klassen af ​​den forbindende gruppe er den anden, derfor tilhører den undersøgte mekanisme den anden klasse.

2 Geometrisk syntese af mekanismen

2.1 Tegning af mekanismen i yderstillinger

2.2 Bestem de lineære dimensioner af kranken og plejlstangen

Krankhastighed n1= 82 rpm

Skyderslag S = 0,575 m

Forholdet mellem kranklængde og plejlstangslængde

Forholdet mellem excentricitet og kranklængde

2.3 Under en omdrejning af krumtappen s;

Skyderen vil rejse en afstand S, ved S=2AB

Bestem længden af ​​linket;

Bestem længden af ​​linket;

Vi bestemmer positionen af ​​punktet M på link AB ud fra relationen

; IM=0,18x1,15 = 0,207 m;

3 Konstruktion af en plan for en håndsving-skyder mekanisme

For at konstruere en plan af krank-skydermekanismen tegner vi en cirkel med radius AB og tegner derefter en vandret linje AC. Vi deler cirklerne i 12 dele (til 12 positioner af mekanismen). Dernæst sætter vi segmenterne B0C0, B1C1 ... B11C11 på den vandrette AC. Vi forbinder midten af ​​cirkel A med punkterne B0, B1 ... B11. Ved hver af de 12 positioner af kranken aflægger vi segmentet ВМi (hvor i er nummeret på krankpositionen). Ved at forbinde punkterne M0, M1 ... M11 opnår vi banen for punktet M.

4 Bestemmelse af hastighederne for punkterne O, A, B, M for fire positioner.

Position 1:

Bestem hastigheden af ​​punkt B

Lad os overveje

Bestem ud fra trekant ABC

Lad os overveje

Vi bestemmer RS ​​igennem

Gennem bestemmer vi AR

Definition af VR

Vi definerer Ð J

Bestemmelse af MR

Vi bestemmer hastighederne for punkterne A, C og M ud fra formlen

Vi definerer

Lad os tjekke:

Position 2:

Bestem hastigheden af ​​punkt B

Lad os overveje

Ved hjælp af sinusloven bestemmer vi:

Bestem ud fra trekant OAB

Ved hjælp af sinusloven bestemmer vi AC

Lad os overveje

Vi bestemmer RS ​​igennem

Gennem bestemmer vi AR

Definition af VR

Vi definerer Ð J

Lad os definere MR

Vi definerer Ð Y

Lad os tjekke:

Position 3:

Da hastighederne VB, VC og VM er parallelle, og punkterne B, C og M ikke kan ligge på samme vinkelret på retningen af ​​disse hastigheder, ligger plejlstangen BC's øjeblikkelige hastighedscenter i det øjeblik, dens vinkelhastighed er , og det laver øjeblikkelig translationel bevægelse. Derfor, i øjeblikket:

Position 4:

Bestem hastigheden af ​​punkt B

Lad os overveje

Ved hjælp af sinusloven bestemmer vi:

Vi definerer Ð B fra trekant ABC

Ved hjælp af sinusloven bestemmer vi AC

Lad os overveje

Vi bestemmer RS ​​igennem

Gennem bestemmer vi AR

Lad os overveje

Definition af VR

Vi definerer Ð J

Lad os definere MR

Vi bestemmer hastighederne for punkterne A, B og M ud fra formlen

Vi definerer Ð Y

Lad os tjekke:

5. Konstruktion af diagrammer over forskydninger, hastigheder og accelerationer.

Lad det være påkrævet at konstruere et kinematisk diagram af afstande, hastigheder og accelerationer af en skyder C i en krumtap-skydermekanisme. Håndsving AB med længde l=0,29m roterer med en konstant Vinkelhastighed n1=82 rpm

Krumtap-skydermekanismen tjener til at konvertere rotationsbevægelse til translationel bevægelse og omvendt. Den består af lejer 1, håndsving 2, plejlstang 3 og skyder 4.

Håndsvinget laver en roterende bevægelse, plejlstangen laver en plan-parallel bevægelse, og skyderen laver en frem- og tilbagegående bevægelse.

To legemer forbundet med hinanden danner bevægeligt et kinematisk par. De kroppe, der udgør et par, kaldes links. Normalt er bevægelsesloven for det drivende led (krank) specificeret. Kinematiske diagrammer er konstrueret inden for en periode (cyklus), stabil bevægelse for flere positioner af drivleddet.

Vi bygger på en skala i tolv positioner, svarende til successive drejninger af håndsvinget for hver 300.

Hvor S = 2r er den faktiske værdi af skyderens slaglængde, lig med det dobbelte af krumtappens værdi.

— skyderslag på mekanismediagrammet.

Hvor kommer tidsskalaen fra?

Segment 1 på tidsaksen vil blive opdelt i 12 lige store dele svarende, på den valgte skala, til krumtappens rotation i vinkler: 300, 600, 900, 1200, 1500, 1800, 2100, 2400, 2700, 3000, 3000 , 3600 (i punkterne 1-12). Lad os plotte lodrette segmenter fra disse punkter: 1-1S = В0В1, 2-2S = В0В2 osv. Indtil den yderste højre position af skyderen B øges disse afstande, og fra position B aftager de. Hvis punkterne 0s, 1s, 2s ... 12s er forbundet i serie med en kurve, vil et diagram over forskydningerne af punkt B fås.

For at konstruere diagrammer over hastigheder og accelerationer bruges metoden til grafisk differentiering. Hastighedsdiagrammet er opbygget som følger.

Under forskydningsdiagrammet plotter vi koordinaterne v og t og på fortsættelsen af ​​v-aksen til venstre er den valgte polafstand HV=20mm afbildet vilkårligt.

Fra punktet Pv tegner vi lige linjer parallelt med tangenterne til kurven S, henholdsvis i punkterne 0s, 1s, 2s ... 12s. Disse lige linjer afskærer segmenterne på V-aksen: 0-0v, 0-1v, 0-2v..., proportionalt med hastighederne ved de tilsvarende punkter i diagrammet. Vi flytter punkterne til ordinaterne af de tilsvarende punkter. Vi forbinder en række af opnåede punkter 0v, 1v, 2v... med en glat kurve, som er et hastighedsdiagram. Tidsskalaen forbliver den samme, hastighedsskalaen:

Vi konstruerer et accelerationsdiagram svarende til et hastighedsdiagram. Accelerationsskala

Hvor Ha=16mm er den valgte polafstand til accelerationsdiagrammet.

Da hastighed og acceleration er 1. og 2. afledte af forskydning med hensyn til tid, men i forhold til det øverste diagram, er den nederste en differentialkurve, og i forhold til den nederste øvre er det en integralkurve. Så hastighedsdiagrammet for forskydningsdiagrammet er differentielt. Når du konstruerer kinematiske diagrammer til verifikation, skal du bruge egenskaberne for den afledte:

— en stigende forskydningsgraf (hastighed) svarer til positive værdier af hastighedsgrafen (ligning), og en faldende svarer til negative værdier;

— maksimum- og minimumspunkterne, dvs. ekstremværdien af ​​forskydnings- (hastigheds-) grafen svarer til nulværdierne af hastigheds- (accelerations-) grafen;

— bøjningspunktet for forskydnings(hastigheds)grafen svarer til ekstremværdierne af hastigheds(accelerations)grafen;

— bøjningspunktet på forskydningsdiagrammet svarer til det punkt, hvor accelerationen er nul;

- Ordinaterne for begyndelsen og slutningen af ​​perioden for ethvert kinematisk diagram er ens, og tangenterne tegnet i disse punkter er parallelle.

For at plotte bevægelsen af ​​skyderen B, vælger vi koordinatakserne s, t. På abscisseaksen plotter vi segmentet l = 120 mm, der viser tiden T for en hel omdrejning af krumtappen

Vi lavede en geometrisk beregning af koblingerne til krank-skydermekanismen, bestemte længderne af kranken og skyderen og etablerede også deres forhold. Vi beregnede krumtap-skydermekanismen i fire positioner og bestemte punkternes hastigheder ved hjælp af det øjeblikkelige hastighedscenter for de fire positioner. Vi konstruerede diagrammer over forskydninger, hastigheder og accelerationer. Det blev konstateret, at der er en del fejl på grund af konstruktion og afrunding i beregningerne.

Givet (fig. 2.10): j 1, w 1 =konst, l B.D. l DC, l AB, l BC, m l [ Mmm ] .

Fart V B= w 1 l A B punkt B er rettet vinkelret på led AB i dets rotationsretning.

For at bestemme hastigheden af ​​punkt C laver vi en vektorligning:

C = B+ NE

Retningen af ​​den absolutte hastighed af punkt C er kendt - parallelt med linjen x-x. Hastigheden af ​​punkt B er kendt, og den relative hastighed V C B er rettet vinkelret på forbindelsen BC.

Vi bygger en hastighedsplan (Fig. 2.11) i overensstemmelse med ligningen skrevet ovenfor. I dette tilfælde m n = V B / Rv[m/s mm ].

Den absolutte acceleration af punkt B er lig med den normale acceleration a p VA(siden w 1 = konst, e1 = 0 og EN t V =0) a B = a p BA = w 2× l VA[m/s2]

og er rettet langs link AB fra punkt B til punkt A.

Accelerationsplan skalafaktor m a = a B / s V[m/s mm], hvor p V- et segment af vilkårlig længde, der viser acceleration på planen en B.

Acceleration af punkt C:

(1 vej),

Hvor a p SV = V 2 SV / l SV[m/s2]

Et segment, der afbilder denne acceleration på accelerationsplanen:

p SV = a p SV / m EN[mm ]

Vi vælger polen p i accelerationsplanen. Fra polen tegner vi en linje, langs hvilken accelerationen er rettet en B(//AB) og afsæt det valgte segment s V, der afbilder denne acceleration på planen (fig. 2.12). Fra slutningen af ​​den resulterende vektor tegner vi en retningslinje for den normale komponent a p NE parallelt med NE-leddet og afsæt segmentet p sv, afbildet på en skala m EN Dette er normal acceleration. Fra slutningen af ​​den normale accelerationsvektor tegner vi en retningslinje for den tangentielle komponent a t NE, og fra polen s - retning af absolut acceleration af punkt C ( ïï xx). I skæringspunktet mellem disse to retninger får vi punkt C; i dette tilfælde repræsenterer vektoren pC den ønskede acceleration.

Modulet for denne acceleration er lig med:

og C = ( s Med) m EN[m/s2]

Vinkelacceleration e2 er defineret som:

e 2 = a t NØ / l NØ= (tCB) m a/l NE[1/s2]

Retning e 2 vist i mekanismediagrammet.

For at finde hastigheden af ​​punkt D skal du bruge lighedssætning, som bruges til at bestemme hastighederne og accelerationerne af punkter på et led, når hastighederne (accelerationerne) af to andre punkter på dette led er kendt: de relative hastigheder (accelerationer) af punkterne i et led danner figurer på hastighedsplanerne (acceleration) svarende til figuren af ​​samme navn på diagrammet over mekanismen. Disse tal er placeret tilsvarende, dvs. Når man læser bogstavbetegnelserne i én retning på mekanismediagrammet, følger bogstaverne på hastighedsplanen (acceleration) i samme retning.

For at finde hastigheden af ​​punkt D er det nødvendigt at konstruere en trekant svarende til trekanten i mekanismediagrammet.

Trekanter D cвd(på hastighedsplanen) og DСВD (på mekanismeplanen) er trekanter med indbyrdes vinkelrette sider. Derfor for at konstruere trekant D cвd tegne vinkelrette på CD og BD fra punkterne c og V henholdsvis. I deres skæringspunkt får vi punkt d, som vi forbinder med polen.

Accelerationen af ​​punktet D bestemmes også af lighedssætningen, da accelerationerne af de to andre punkter på link 2 er kendte, nemlig EN I og EN C. Det er påkrævet at konstruere trekant D på accelerationsplanen V cd, svarende til trekant DBCD på mekanismediagrammet.

For at gøre dette vil vi først bygge det på mekanismediagrammet og derefter overføre det til accelerationsplanen.

Linjestykke " Sol Vi overfører accelerationsplanen til segmentet NE af samme navn på mekanismediagrammet, og placerer det på NE-forbindelsen fra ethvert punkt (C eller B) (fig. 2.10). Derefter langs segmentet " Sol»en trekant D er bygget på mekanismen V dс, svarende til trekanten DBDC, for hvilken en ret linje "dс" tegnes fra punkt "C", parallelt med den rette linje DC, indtil den skærer den rette linje ВD. Vi får D V dc~DBDC.

De resulterende sider af trekanten r 1 og r 2 er lige store med siderne af den ønskede

Fig.2.10

Fig.2.11

Fig.2.12

trekant på accelerationsplanen, som kan konstrueres ved hjælp af seriffer (fig. 2.12). Dernæst skal du kontrollere ligheden i arrangementet af figurerne. Så når vi læser bogstavbetegnelserne for hjørnerne af trekanten DBDC på mekanismediagrammet med uret, får vi rækkefølgen bogstaverne B-D-C; på accelerationsplanen i samme retning, dvs. med uret, skulle vi få samme rækkefølge af bogstaver V-d-s. Følgelig er løsningen opfyldt af det venstre skæringspunkt for cirklerne r 1 og r 2.

Hvad vil vi gøre med det modtagne materiale:

Hvis dette materiale var nyttigt for dig, kan du gemme det på din side på sociale netværk:

Tweet

Alle emner i dette afsnit:

Grafisk metode til kinematisk forskning
2.1.1 Grundlæggende ligninger til bestemmelse af hastigheder og accelerationer………………………………………………..25 2.1.2 Kinematik af fire-stangsmekanismer…………………………

Ledformet fireled
Givet (fig. 2.6): j1, w1 = const, l1, l2, l3, lo = lAD, ml [m/mm].

Krankmekanisme
Givet (fig. 2.13): j1, w1=konst, l1, l0= lAC, ml[m/mm]. Punkt B, der hører til den første

Kinematisk syntese af flade håndtagsmekanismer
Kinematisk syntese– dette er designet af et mekanismediagram baseret på dets specificerede kinematiske egenskaber. Ved udformning af mekanismer, primært baseret på erfaring, ift

Betingelse for eksistensen af ​​en håndsving i firestangsmekanismer
Betingelserne for eksistensen af ​​en krumtap i firestangsmekanismer bestemmes af Grashofs sætning: hvis i en lukket hængslet firestangs kinematisk kæde summen af ​​længderne af

Anvendelse af Grashofs sætning på en kinematisk kæde med et translationelt par
Ved at øge størrelsen af ​​rotationsparrene er det muligt at opnå translationelle par ved at udvide akslerne. Størrelsen på hængselstiften D (fig. 2.19b) kan tages større

Lad os overveje en krank-skydermekanisme, hvor bevægelseslinjen
skyderen er forskudt i forhold til krumtappens rotationscenter. Størrelsen "e" kaldes forskydning eller disaksial. Lad os bestemme i hvilket størrelsesforhold

Krankmekanisme
Lad os overveje to muligheder for vippemekanismen: med en svingende vippe og med en roterende vippe. For at opnå en mekanisme med en svingende vippe, er det nødvendigt, at længden af ​​stativet er større end længden af ​​håndsvinget,

Ledformet fire-stang
Lad os betragte et ledled med fire led (fig. 2.27), som er i ligevægt under påvirkning af givne momenter: drivmotoren på drivleddet 1 og modstandsmomentet

Syntese af fire-stangs håndtagsmekanismer baseret på positionerne af leddene
Firestangsmekanismer bruges ofte til at bære forskellige genstande fra position til position. I dette tilfælde kan den bårne genstand forbindes både til plejlstangen og

Dynamisk analyse og syntese af mekanismer
Formålet med dynamisk forskning er at opnå bevægelsesloven for mekanismen (dens led) afhængigt af de kræfter, der virker på den. Når vi løser dette problem, vil vi overveje

I II III
I - det første led udfører en rotationsbevægelse; II – led 2 laver en kompleks bevægelse; III – led 3 bevæger sig fremad. At bestemme

Tandstang
Hvis midten af ​​et af hjulene fjernes fra det uendelige, vil dets cirkler forvandles til parallelle lige linjer; punkt N1 for tangens af genereringslinjen (det er også den almindelige normal og