İyi çalışmanızı bilgi tabanına göndermek basittir. Aşağıdaki formu kullanın
Bilgi tabanını çalışmalarında ve çalışmalarında kullanan öğrenciler, lisansüstü öğrenciler, genç bilim insanları size çok minnettar olacaklardır.
Allbest.ru'da yayınlandı
giriiş
2.1.1 Mekanizmanın işaretlenmesi
2.1.2 Hızların hesaplanması
2.1.3 İvmelerin hesaplanması
Çözüm
giriiş
Mekanizma teorisi, makinelerin sentezi ve analizi ile bağlantılı olarak yapı, kinematik ve dinamiğe ilişkin sorunları çözer.
Bu çalışmada bir analiz gerçekleştirilmiştir çünkü mevcut bir mekanizma araştırılmaktadır.
“Mekanizma ve Makine Teorisi” disiplinindeki ders projesi, mekanizmanın üç ana bölümde hesaplanmasını sağlar:
1. Yapısal Analiz.
2. Kinematik analiz.
3. Kinetostatik analiz.
Her bölüm, çalışma için gerekli olan belirli bir dizi hesaplamayı gerçekleştirir bu mekanizma.
Yapısal analiz şunu verir Genel fikirİncelenen mekanizmanın yapısı hakkında. Bu bölüm çok fazla hesaplama içermemektedir, sadece parçalar ve mekanizmanın tamamı hakkında ilk bilgileri vermektedir. Bu bilgi gelecekte mekanizmayı hesaplarken gerekli olacaktır.
Kinematik analiz, yapısal analizin sonuçlarına dayanır ve kinematik özelliklerin hesaplanmasını içerir. Bu bölümde mekanizmanın çeşitli zaman noktalarındaki konumları çizilir, mekanizmadaki noktaların ve bağlantıların hızları, ivmeleri ve hareketleri hesaplanır. Hesaplamalar çeşitli yöntemler kullanılarak, özellikle plan yöntemi (yani denklemlerin vektör yoluyla çözülmesi), kinematik karakteristik diyagramlarının oluşturulduğu kinematik diyagram yöntemi kullanılarak gerçekleştirilir ve mekanizma bunlar kullanılarak incelenir.
Kinetostatik analiz veya kuvvet hesaplaması, mekanizmaya etki eden kuvvetlerin ve reaksiyonların, yalnızca yerçekimi gibi dış kuvvetlerin değil, aynı zamanda yalnızca iç nitelikteki kuvvetlerin de hesaplanmasını mümkün kılar. Bunlar, herhangi bir bağlantı hariç tutulduğunda oluşan bağlantıların kuvvetleri - reaksiyonlarıdır. Kuvvet hesaplamalarında kısmen kinematik analizde kullanılan yöntemlerin aynısı kullanılmakla birlikte bunlara ek olarak N.E. yöntemi de kullanılmaktadır. Zhukovsky, işin doğruluğunu kontrol etmenize izin veriyor.
Çalışmada kullanılan tüm yöntemler basit ve oldukça doğrudur, bu da bu tür mühendislik hesaplamalarında önemsiz değildir.
Bölüm 1. Mekanizmanın yapısal analizi
Yapısal analiz mekanizmanın yapısını anlamanızı sağlar. Bu bölümde ulaşılması gereken ana hedefler şunlardır:
1) Mekanizmanın yapısının belirlenmesi;
2) Mekanizmanın hareketliliğinin hesaplanması;
3) Mekanizma sınıfının belirlenmesi;
Krank- slayt mekanizması iş makinasıŞekil 2'de gösterilmiştir. 1.1, aşağıdakilerden oluşur: 0 - stand; 1 - krank; 2 - biyel kolu; 3 - kaydırıcı.
Mekanizma bağlantılarının toplam sayısı N=4'tür.
Chebyshev formülünü kullanarak mekanizmanın hareketliliğini belirleyelim:
W = 3n - 2P 5 - P 4 , (1.1)
burada n, hareketli bağlantıların sayısıdır (n = 3), P 5, beşinci sınıfın çiftlerinin sayısıdır, P 4, dördüncü sınıfın çiftlerinin sayısıdır.
Mekanizmanın blok diyagramını gösterelim:
Pirinç. 1.2 Blok şeması
Beşinci sınıf çift sayısı P 5: (0;1), (1;2), (2;3),
Dördüncü sınıf çiftlerin sayısı P 4 = 0.
Mekanizma hareketliliği (1.1):
Mekanizmanın yapısının formülünü yazalım:
Mekanizma sınıfı - II.
Bölüm 2. Mekanizmanın kinematik analizi
krank kaydırma kinematik kolu
Bu bölümde çalışan bir makinenin krank-kaydırma mekanizmasının kinematik analizine ilişkin problemler çözülmektedir: mekanizmanın işaretlenmesi on iki konum için yapılmıştır; bağlantıların kütle merkezlerinin konumları belirlenir; hızlara ve ivmelere ilişkin planlar yapılır; çıkış bağlantısının hız, ivme ve yer değiştirme değerleri belirlenir; mekanizmanın uç konumları belirlenir; kinematik diyagramlar oluşturulur.
2.1 Plan yöntemini kullanan kinematik analiz
Plan yöntemini (grafoanalitik yöntem) kullanan kinematik analiz oldukça basit, sezgiseldir ve mühendislik hesaplamaları için yeterli doğruluğa sahiptir. Bunun özü, hızlar ve ivmeler arasındaki ilişkinin grafiksel olarak çözülen vektör denklemleriyle tanımlanmasıdır.
2.2.1 Mekanizmanın işaretlenmesi
Mekanizmanın işareti, mekanizmayı zamanın belirli noktalarında on iki konumda temsil eder. Mekanizmanın işaretlenmesi ilk verilere dayanmaktadır. İşaretlemeleri oluştururken asıl görev, bağlantıların boyutlarının oranlarını ve mekanizmanın genel tasarımını korumaktır.
İşaretleri oluşturmak için, tüm oranları korumanıza ve mekanizmanın gerçek boyutlarını grafik kısmında kullanılan boyutlarla ilişkilendirmenize olanak tanıyan ölçek faktörünü hesaplamak gerekir. Ölçek faktörü, mekanizmanın gerçek boyutunun (metre olarak ifade edilir) grafik kısmındaki sac üzerindeki boyuta (milimetre olarak ifade edilir) oranından belirlenir. 0,280 m'ye eşit olan krankın gerçek boyutunu ve 70 mm aldığımız grafik kısmındaki krankın boyutunu kullanarak ölçek faktörünün değerini bulalım.
gerçek krank boyutu nerede?
Ortaya çıkan ölçek faktörünü kullanarak mekanizma bağlantılarının kalan boyutlarını hesaplıyoruz.
Diğer tüm boyutlar için aynı. Boyut hesaplamalarının sonuçları Tablo 1'de gösterilmektedir.
tablo 1
Elde edilen boyutlara dayanarak, tüm oranlara ve temel yapıya sıkı sıkıya bağlı kalarak mekanizmanın on iki konumunu oluşturuyoruz. Mekanizmanın işaretlenmesi kurs projesinin grafik kısmının ilk sayfasında yapılmıştır. İncirde. 2.1.1 mekanizmayı on iki konumda göstermektedir.
Pirinç. 2.1.1 On iki konumlu mekanizma
2.1.2 Hızların hesaplanması
Mekanizmanın on iki pozisyonunun tamamı için hız hesaplamaları yapılmıştır. Kütle merkezlerinin hızlarının yanı sıra tüm bağlantıların doğrusal ve açısal hızları hesaplanır.
Hızları hesaplayacağız ve mekanizmanın 2 numaralı konumu için planlar oluşturacağız.
Krank Açısal Hızı:
Krankın açısal hızının değerini kullanarak A noktasının hızını belirleriz:
OA bağlantısının uzunluğu nerede.
B noktasının hızının vektör denklemini yazalım:
Bu denklemde V B, V A, V AB hız vektörlerinin yönlerini biliyoruz. B noktasının hızı t-t kılavuzu boyunca yönlendirilir, A noktasının hızı OA krankına dik olarak yönlendirilir ve AB bağlantısının hızı bu bağlantıya dik olarak yönlendirilir. A noktasının hızlarının yönünü ve hızının değerini bilerek denklem (2.1)'i grafiksel olarak çözüyoruz (Şekil 2.1.2). Bunu yapmak için öncelikle inşaat için gerekli olan ölçek faktörünün değerini belirleyeceğiz. Paragraf 2.1.1'de bulunan ölçek faktörüne benzer şekilde belirlenir:
burada pa, hız planında A noktasının hızını gösteren bir segmenttir (pa keyfi olarak seçilir).
Ölçek faktörünü belirledikten sonra vektör denklemini (2.1) çözüyoruz (Şekil 2.1.2). Bunu yapmak için, p v noktasını işaretleyin - kutup, ondan A noktasının hızının değerine eşit ve OA krankına dik olarak yönlendirilmiş bir p v a segmenti çiziyoruz. Oluşturulan parçanın ucundan AB'ye dik olarak yönlendirilen bağıl hızın bir hareket çizgisi çiziyoruz; bu vektörün t-t kılavuzu ile kesişme noktasında b noktası bulunacaktır. p v b vektörü B noktasının hızını belirler; p v kutbundan yönlendirilir.
Ortaya çıkan bölümleri ölçerek ve bunları bir ölçek faktörüyle çarparak hızların sayısal değerini belirleriz:
Açısal hızları aşağıdaki formülleri kullanarak hesaplıyoruz:
biyel kolunun uzunluğu nerede (m).
Kütle merkezlerinin hız planı üzerindeki konumu benzerlik özelliği ile belirlenecektir:
Biyel kolunun kütle merkezinin hızı:
Bu çalışmada on iki konumun tümü için hız hesaplamaları yapılmıştır. Hesaplama, dikkate alınan duruma benzer şekilde gerçekleştirilir. Tüm hızların vektörleri bir kutuptan kaynaklanır. Hesaplama sonuçları (tam hız planı) projenin grafik bölümünün ilk sayfasında sunulmaktadır. Mekanizma bağlantılarının ve bağlantı noktalarının tüm hızlarının değerleri Tablo 2'de sunulmaktadır.
Tablo 2
2.1.3 İvmelerin hesaplanması
Yararlı direnç kuvvetinin sıfıra eşit olmadığı mekanizmanın çalışma strokunun iki konumu için hızlanma hesaplamaları yapılır. İvmeler, yukarıda hesaplaması yapılan hızlara benzer şekilde belirlenir (bölüm 2.1.2).
Öncelikle krankın A noktasının ivmesini belirleyelim. Sabittir ve krankın açısal hızının karesi ile uzunluğunun çarpımına eşittir:
Plan yöntemini kullanarak ivmeleri bulacağız; bunun için B noktasının ivmesinin vektör denklemini yazacağız:
burada ve sırasıyla AB bağlantısının ivmesinin normal ve teğetsel bileşenleridir.
Denklemi (2.10) grafiksel olarak çözelim. Bunu yapmak için hızlandırma planının ölçek faktörünü şuna eşit alıyoruz:
Vektörlerin yönüne göre bir ivme planı oluşturuyoruz:
A noktasından O 1 noktasına yönlendirilir;
B noktasından A noktasına yönlendirilir;
AB bağlantısına dik olarak yönlendirilmiş;
Yön t - t kılavuzu tarafından verilir.
AB bağlantısının ivmesinin normal bileşenini belirleyelim:
Hızlandırma planı oluşturmak için:
· r a direğini seçin;
· A noktasının ivme vektörünü oluşturun;
· vektörün ucundan AB bağlantısına paralel bir ışın oluşturuyoruz ve bu ışının üzerine şuna eşit bir parça koyuyoruz: ;
· n noktasından AB'ye dik bir düz çizgi çiziyoruz, bunun t-t kılavuzuyla kesiştiği noktayı işaretliyoruz - b noktası;
· segment p a b - ivme planında B noktasının ivmesi.
Kütle merkezlerinin ivmesi benzerlik ilkesine göre belirlenir:
2 numaralı konum için hızlanma planı Şekil 2'de gösterilmektedir. 2.1.4
Pirinç. 2.1.4 2 numaralı pozisyon için hızlanma planı
Formülleri kullanarak ivmenin sayısal değerlerini hesaplıyoruz:
8 ve 10 numaralı mekanizma konumları için tüm ivmelerin elde edilen değerleri Tablo 3'te verilmiştir.
Tablo 3
2.2 Diyagram yöntemini kullanarak kinematik analiz
Kinematik diyagramların yöntemi, mekanizmanın çalışma döngüsü sırasında yer değiştirmenin, hızın ve ivmenin nasıl değiştiğini net bir şekilde görmenizi sağlar.
Ölçek faktörünü eşit alalım.
Diyagramları oluşturmak için bir zaman ölçeği faktörüne ve bir dönüş açısı ölçek faktörüne ihtiyacımız var. Bu katsayıları aşağıdaki formülleri kullanarak hesaplıyoruz:
burada t c - döngü süresi, ; U=180 mm.
Yer değiştirme diyagramı Şekil 2'de gösterilmektedir. 2.2.1
Şekil 2.2.1. Hareket diyagramı
Elde edilen ölçek faktörlerini dikkate alarak çıkış bağlantısının hızlarını hız diyagramına aktarıyoruz. Elde edilen hız değerlerini bir çizgiye bağlarız ve sonuç olarak mekanizmanın on iki konumundaki çıkış bağlantısının hızı için bir diyagramımız olur (Şekil 2.2.2).
Hız diyagramı grafik bölümünün ilk sayfasında oluşturulmuştur.
Pirinç. 2.2.2. Hız diyagramı
İvme diyagramı grafik farklılaştırma yöntemi kullanılarak oluşturulur. Bunun için:
· hız diyagramı kesikli bir çizgiyle yaklaşıklaştırılmıştır;
· hız diyagramından apsis eksenini ivme diyagramına aktarın ve koordinatların orijininin ötesinde (sola doğru) devam ettirin;
· H = 20 mm segmentini bir kenara bırakın;
· hız diyagramında 1/ noktasını belirliyoruz ve ardından onu düz bir çizgiyle O noktasına bağlıyoruz:
· P noktasından O1 / kirişine paralel bir ışın çizeriz. 1. noktayı alıyoruz //;
· segment O1 // zaman aralığı (0;1) boyunca ortalama ivmeyi gösterir;
· ivme diyagramında bir nokta bulmak için, zaman aralığının (0;1) ortasından bir dikmeyi geri getirmek ve 1 // noktasını bu dikmeye yansıtmak gerekir;
· Bu yapıları tüm zaman aralığı boyunca tekrarlıyoruz.
İvme diyagramının ölçek faktörünü belirleyelim:
Pirinç. 2.2.3. Hızlanma diyagramı
Bölüm 3. Kinetostatik mekanizma analizi
Kinetostatik analizin amaçları:
· mekanizmanın dikkate alınan konumlarındaki faydalı direnç kuvvetinin belirlenmesi;
· kinematik çiftlerdeki reaksiyonların belirlenmesi;
· dengeleme momentinin plan yöntemiyle belirlenmesi;
· Dengeleme momentinin “sert kaldıraç” yöntemiyle belirlenmesi N.E. Zhukovski
3.1 Plan yöntemini kullanarak hesaplamayı zorla
Plan yöntemini kullanarak kuvvet hesaplaması, kinematik çiftlerdeki reaksiyonların ve dengeleme momentinin belirlenmesini mümkün kılar. Bu yöntem basit, sezgisel ve mühendislik hesaplamaları için yeterince doğrudur.
3.1.1 Yararlı direnç kuvvetinin belirlenmesi
Mekanizmanın kuvvet hesaplamasına yönelik işaretlerin oluşturulması prosedürü, kinematik analiz bölümündeki yapımından farklı değildir, bu nedenle burada ek bir açıklamaya gerek yoktur. İşaretlemeyi oluşturduktan sonra kaynak verilerden sayfaya aktarılması gereken kuvvet diyagramına geçiyoruz. Belirlemek önemlidir. Her işaretleme pozisyonundaki direnç kuvvetlerinin büyüklüğü ve bunların bu pozisyonlara uygunluğu. Mekanizmanın işaretlerinde sürgü B noktasının konumuna ilişkin işaretler bulunmaktadır. İstenilen grafiğin ordinat eksenini B noktasının yörüngesine paralel olarak sıfır konumundan diğer uç konuma doğru yönlendirelim. Apsis eksenini bu eksene dik olarak yönlendirelim. Bu durumda, B noktasının hareketi esas olarak ordinat ekseni boyunca çizilir ve direnç kuvveti P, orijinal grafiktekiyle aynı şekilde apsis ekseni boyunca çizilir.
Seçilen koordinat sisteminde, her iki eksen boyunca ölçeklerin çizilmesi ve ardından kurs projesi ödevinde orijinal grafikte yapıldığı gibi bir koordinat ızgarasının çizilmesi gerekir. Orijinal grafiğin bir takım karakteristik noktalarının koordinatlarını okuduktan sonra, bu noktaları bunun için hazırlanan koordinat sisteminde oluşturuyoruz ve ardından çizilen noktaları sırayla birbirine bağlayarak istenilen grafiği elde ediyoruz.
Yörünge işaretlerinden dikeyleri grafiğin ordinat eksenine indirerek, mekanizmanın çalışma strokunu işaretlemek için gerekli konumlarda apsis P'yi elde ederiz. Grafiğin ordinat ekseni boyunca ölçeğin işaretleme ölçeğine eşit olduğuna dikkat edin (Şekil 3.1.1 a)
Direnç kuvvetlerini bulalım:
2. konum için:
Rs_2 = 1809 N,
4. konum için:
Rs_4 = 1298 N.
Şekil 3.1.1a Yararlı direnç kuvvetinin belirlenmesi
3.1.2 Yapısal grubun kuvvet hesabı
AB bağlantısını mekanizmanın işaretinden hareket ettirelim ve A noktasında onu bağlantılardan kurtaralım, 1. bağlantıyı atalım ve bu bağlantının hareketini, sırasıyla normal ve teğet bileşenlere sahip bir reaksiyonla değiştirelim.
Grubun bağlantılarına yer çekimi kuvvetlerini, atalet kuvvetlerini, faydalı direnci ve bağlantıların tepkisini uyguluyoruz. Yükleme şemasında (Şekil 3.1.1), kuvvetleri keyfi büyüklükteki bölümler halinde gösteriyoruz, ancak bu kuvvetlerin yönlerini kesinlikle koruyoruz. Atalet kuvvetlerini karşılık gelen noktaların ivmesinin tersi yönde yönlendiriyoruz. Yararlı direnç kuvveti, seçilen konumdaki kaydırıcının hızının yönünün tersi yönde yönlendirilir.
Pirinç. 3.1.1. 2 numaralı konum için yapısal grup yükleme diyagramı
7 numaralı konumdaki kaydırıcının atalet kuvvetini belirleyelim:
AB bağlantısının atalet kuvvetleri:
B kaydırıcısına göre momentlerin toplamını yazalım:
Denklem (3.3)'ten şunu ifade ederiz:
Gruba etki eden tüm kuvvetlerin toplamını yazalım:
Denklemi (3.5) grafiksel olarak çözelim (Şekil 3.1.4). Bir ölçek faktörü seçelim. Yükleme diyagramına paralel düz bir çizgi çizeceğimiz bir direk seçiyoruz ve onu temsil eden bir segment yerleştiriyoruz. Bilinmeyen reaksiyonların en son oluşturulması için tüm kuvvetlerin vektörlerini denklem (3.5)'e göre sırayla oluşturuyoruz. Bu iki vektörün etki çizgilerinin kesişimi bu denklemin çözümünü verecektir. İncirde. 3.1.2 mekanizmanın 2 numaralı pozisyonundaki römork grubuna ait kuvvet planını göstermektedir.
Pirinç. 3.1.2. Treyler grubu için kuvvet planı
Bilinmeyen reaksiyonların sayısal değerlerini belirlemek için kuvvet planında bu reaksiyonları gösteren bölümlerin ölçülüp bir ölçek faktörü ile çarpılması gerekir.
Hesaplamaların ve yapıların elde edilen değerleri tabloya girilir.
3.1.3 Orijinal mekanizmanın güç hesabı
Krankın kuvvet hesaplaması dengeleme momentini belirlemenizi sağlar.
Hesaplamayı yapmak için, ilk bağlantıyı işaretlemeden taşıyalım, standı atalım ve yerine bilinmeyen reaksiyon R01'i koyalım. Krankı yerçekimi kuvvetleri ve bağlantı reaksiyonları ile yükleyelim (Şekil 3.1.3).
M ur dengeleme momentini, krankın denge denkleminden O 1 noktasına göre momentler şeklinde belirleriz.
Denklem (3.6)'dan M ur momentini ifade eder ve sayısal değerini buluruz:
Bilinmeyen R 01 reaksiyonunu bulmak için, bağlantıya etki eden tüm kuvvetler için bir denklem oluşturuyoruz ve bunu plan yöntemini kullanarak çözüyoruz:
Pirinç. 3.1.4. Orijinal mekanizmanın kuvvetlerinin planı
Reaksiyon R01:
3.2 “Sert kaldıraç” yöntemini kullanarak kuvvet hesaplaması N.E. Zhukovski
Zhukovsky'nin "sert kaldıraç" yöntemini kullanarak kuvvet hesaplamanın ana görevi, kuvvet planlarının oluşturulmasının ve kinematik çiftlerdeki reaksiyonların belirlenmesinin doğruluğunu kontrol etmektir.
P direği olarak alınan rastgele bir noktadan, 8 numaralı konum için bir ivme planı oluşturuyoruz ve onu normal konumuna göre saat yönünde 90 0 döndürüyoruz. 8 numaralı mevki için hız planı paragraf 2.1.2'de oluşturulmuştur. Bu kuvvetleri, mekanizmaya uygulanan kuvvetlerin etki ettiği noktaların hız vektörlerinin uçlarına, tam yönlerini koruyarak aktarıyoruz.
Mekanizmaya etki eden atalet momentlerinin yönünü ve değerini belirliyoruz. Ab ve hız planı, mekanizmanın işaretlenmesinde AB ile çakıştığından, o zaman
Pirinç. 3.2.1. "Sert Kol"
Hız planının denge denklemlerini, hız planının kutbuna göre kuvvetlerin momentleri şeklinde koşullu sert bir kaldıraç olarak oluşturuyoruz. Kuvvet kolları herhangi bir değişiklik yapılmadan doğrudan kaldıraçtan alınır:
Tanımlıyoruz:
Dengeleme anı:
Hatayı belirleyelim:
Bu nedenle hata, hesaplamanın doğru yapıldığı sonucuna varılabilir.
4 numaralı konum için kuvvet hesabı da benzer şekilde gerçekleştirilir.
4 numaralı konumdaki çekilen yapı grubunun güç hesabı
10. konumdaki mekanizmanın kuvvet hesabı da benzer şekilde yapılır. Hesaplamalar sonucunda şunu elde ederiz:
Çözüm
Bu ders projesinde mekanizmanın kinematik ve kinetostatik analizi problemleri çözüldü. Proje sırasında aşağıdaki hedeflere ulaşıldı:
· mekanizmanın tam bir kinematik hesaplaması yapıldı;
· mekanizmanın bağlantılarının ve noktalarının hızları, ivmeleri ve hareketleri belirlenir;
· mekanizmanın çalışma strokunun konumları bulundu;
· Mekanizmaya etki eden kuvvetler ve reaksiyonlar belirlenir;
Hesaplamalar ve hesaplamalar sırasında elde edilen değerler Zhukovsky yöntemiyle doğrulandı. Bu yöntemi kullanarak, 2 numaralı konumda () ve 4 numaralı konumda () hata belirlendi; bu, izin verilenden daha az olduğu ortaya çıktı, bu da doğru yapıları ve hesaplamaları gösterir.
Kaynakça
1. Bilinmiyor Fedorov. Düz mekanizmaların tasarımı ve kinematiği. öğretici. Omsk, Omsk Devlet Teknik Üniversitesi, 2010.
2. Bilinmiyor Fedorov. Düz mekanizmaların kinetostatikleri ve makinelerin dinamiği. Öğretici. Omsk, Omsk Devlet Teknik Üniversitesi, 2009.
3. Artobolevsky I. I. Mekanizmalar ve makineler teorisi. Üniversiteler için ders kitabı - M.: Nauka, 1988.
4. Kozhevnikov S.N. Mekanizmalar ve makineler teorisi. -M.: Nauka, 2012.
Allbest.ru'da yayınlandı
Benzer belgeler
Çalışan makine mekanizmasının kinematik ve kinetostatik incelenmesi. Plan yöntemini kullanarak hızların hesaplanması. Plan yöntemini kullanarak yapısal grubun ve öncü bağlantının güç hesabı. Dengeleme kuvvetinin “sert kaldıraç” yöntemiyle belirlenmesi N.E. Zhukovski.
ders çalışması, eklendi 05/04/2016
Krank-kaydırıcı mekanizmasının yapısal analizi. Konum, hız, ivme ve kinematik diyagram planlarının oluşturulması. Ortaya çıkan atalet kuvvetlerinin ve dengeleme kuvvetinin belirlenmesi. Volanın atalet momentinin hesaplanması. Kam mekanizmasının sentezi.
kurs çalışması, eklendi 01/23/2013
Çalışan bir makinenin kaldıraç mekanizmasının yapısal analizi, kinematik ve dinamik incelenmesi. Krank-kaydırma mekanizması, hareketli mafsalları. Mekanizmanın planlarının, hızlarının ve ivmelerinin oluşturulması. Kaldıraç mekanizmasının güç hesabı.
kurs çalışması, eklendi 27.05.2015
Krank-kaydırma mekanizmasının yapısal analizi, yapısal bileşiminin belirlenmesi. Sentez kinematik şema. Düz bir mekanizmanın kinematik analizi. Mekanizmanın bağlantılarına etki eden kuvvetlerin belirlenmesi. Kinetostatik kuvvet analizi yöntemi.
laboratuvar çalışması, 12/13/2010 eklendi
Bağlantı bağlantılarının ve çeşitli noktalarının konumlarının, hızlarının ve ivmelerinin belirlenmesi. Bağlantıların hareketinin diyagramlar, planlar veya koordinatlar yöntemiyle incelenmesi. Bağlantılara etki eden kuvvetlerin kuvvet planları yöntemi ve Zhukovsky kaldıracı kullanılarak hesaplanması.
kurs çalışması, eklendi 28.09.2011
Dövme ve damgalama makinesinin mekanizmasının plan ve diyagram yöntemini kullanarak yapısal ve kinematik analizi. Kinematik çiftlerdeki bağlantılara etki eden kuvvetlerin ve reaksiyonların belirlenmesi. Dengeleme kuvvetinin N. Zhukovsky'nin “sert kaldıraç” yöntemiyle belirlenmesi.
kurs çalışması, eklendi 11/01/2013
Krank-kaydırıcı mekanizmasının yapısal ve kinematik analizi. Doğrusal ve açısal hız ve ivmelerin belirlenmesi. En büyük fren kuvvetinin hesaplanması frenleme cihazı; şanzıman tahrikinin kinematik parametreleri, vites şanzıman ve miller.
test, 22.03.2015 eklendi
Bir çekme presinin kaldıraç mekanizmasının yapısal ve kinematik analizi. Sınıfın tanımı ve Asura gruplarına ayrıştırılması. Mekanizmaların, hızların ve ivmelerin konumu için planların oluşturulması. Dengeleme kuvvetinin Zhukovsky kaldıraç yöntemiyle belirlenmesi.
kurs çalışması, eklendi 05/17/2015
Krank dengeleyici mekanizmasının kinematik diyagramı. Öncü bağlantının başlangıç konumu. Kinematik diyagramlar, hız ve ivme planları. Tahrik krankı üzerindeki dengeleme momentinin belirlenmesi, Zhukovsky kaldıraç yöntemi kullanılarak test edilmesi.
test, 27.07.2009 eklendi
Krank-kaydırıcı mekanizmasının kinematik ve kinetostatik araştırmasının temelleri. Hızların, ivmelerin ve istatistiksel momentlerin bir planının çizimlerinin geliştirilmesi ve daha sonra değerlerinin hesaplanması. Bir kinematik çiftin hızının hodografının oluşturulması.
giriiş
1. Literatür taraması
3. Mekanizmanın kinematik analizi
4. Kinetostatik mekanizma analizi
Çözüm
Ekranın krank-kaydırma mekanizmasının tasarımı ve araştırılması
Açıklayıcı notun hacmi 37 sayfa, 4 resim, 10 tablo, 2 ek, kullanılan 3 kaynaktan oluşuyordu.
Parkur tasarımının amacı krank-kaydırma mekanizmasıdır. İÇİNDE ders çalışması Krank-kaydırıcı mekanizması üzerine bir çalışma yapıldı. Yapısal, kinematik, kinetostatik analizler yapıldı.
Yapısal analiz, krank-kaydırma mekanizmasının bileşimini belirledi. Kinematik analizde mekanizmanın noktalarının hızları ve ivmeleri plan ve kinematik diyagram yöntemleriyle belirlenir. İÇİNDE kinetostatik analiz Kuvvet planı yöntemi ve Zhukovsky yöntemi kullanılarak bir kuvvet hesaplaması yapıldı.
giriiş
Ders çalışmasının amacı teorik bilgiyi pekiştirmek ve sistematikleştirmek, genişletmek ve ayrıca öğrencilerin hesaplama ve grafik becerilerini geliştirmektir.
Modern bilim ve teknolojinin gelişimi, yeni makinelerin yaratılmasıyla ayrılmaz bir şekilde bağlantılıdır. Bu bağlamda, yeni gelişmelere yönelik gereksinimler giderek daha katı hale geliyor. Başlıcaları şunlardır: yüksek performans, güvenilirlik, üretilebilirlik, minimum boyut ve ağırlık, kullanım kolaylığı ve verimlilik.
Rasyonel olarak tasarlanmış bir makine, bakım ve yaratım güvenliği gibi sosyal gereksinimleri karşılamalıdır. en iyi koşullar işletme personelinin yanı sıra operasyonel, ekonomik, teknolojik ve üretim gereksinimleri için. Bu gereksinimler, yeni bir makinenin tasarımı sırasında çözülmesi gereken karmaşık bir dizi sorunu temsil eder.
Bu ders çalışmasının tasarım amacı bir krank-kaydırma mekanizmasıdır.
Mekanizmalar ve makineler teorisi, mekanizmaların yapısını (yapısını), kinematiğini ve dinamiklerini analiz ve sentezleriyle bağlantılı olarak inceleyen bir bilimdir.
Mekanizmalar ve makineler teorisinin amacı, tipik mekanizmaların ve bunların sistemlerinin analizi ve sentezidir.
Mekanizmalar ve makineler teorisinin sorunları çeşitlidir; bunlardan en önemlileri üç bölüme ayrılabilir: mekanizmaların analizi, mekanizmaların sentezi ve otomatik makineler teorisi.
Bir mekanizmanın analizi, bir mekanizmanın kinematik ve dinamik özelliklerinin verilen şemaya göre incelenmesini içerir ve bir mekanizmanın sentezi, bir mekanizmanın şemasının verilen özelliklerine göre tasarlanmasını içerir.
Yukarıdakilerin hepsinden, mekanizmalar ve makineler teorisinin, teorik mekanik, makine parçaları, makine mühendisliği teknolojisi, malzemelerin mukavemeti dersleri ile birlikte, daha önce özetlenen problemlerle doğrudan ilgilenen bir disiplin olduğu sonucu çıkmaktadır. Bu disiplinler makine mühendisliği alanında çalışan uzmanların yetiştirilmesinde esastır.
Mekanizmaların kinematik diyagramlarını tasarlama problemlerini çözerken yapısal, metrik, kinematik ve dinamik koşullar Tasarlanan mekanizmanın verilen hareket yasasını yeniden üretmesini sağlamak.
Modern yöntemler kinematik ve kinetostatik analizler yapılarıyla, yani oluşum yöntemiyle bağlantılıdır.
Mekanizmaların yapısal ve kinematik analizleri, mekanizmaların yapısı teorisini incelemeyi, onları oluşturan cisimlerin hareketini, bu cisimlerin hareketine neden olan kuvvetlerden bağımsız olarak geometrik bir bakış açısıyla incelemeyi amaçlamaktadır.
Mekanizmaların dinamik analizi, bu cisimlerin hareketi sırasında mekanizmayı oluşturan cisimlere etki eden kuvvetleri, onlara etki eden kuvvetleri ve bu cisimlerin sahip olduğu kütleleri belirlemeye yönelik yöntemlerin incelenmesini amaçlamaktadır.
1. Literatür taraması
Mekanizmayı incelerken modern otomatik ve yüksek performanslı makinelerin hesaplama ve tasarım yöntemleri kullanılır. Rasyonel olarak tasarlanmış bir makine, güvenli çalışma ve işletme personeli için en iyi koşulların yaratılmasının yanı sıra operasyonel, ekonomik, teknolojik ve üretim gerekliliklerini de karşılamalıdır. Bu gereksinimler, yeni bir makinenin tasarımı sırasında çözülmesi gereken karmaşık bir dizi sorunu temsil eder.
İlk tasarım aşamasında bu sorunların çözümü, tasarlanan makinenin analizi ve sentezinin gerçekleştirilmesinin yanı sıra, gerekli hareket yasasının yeterli yaklaşımla yeniden üretilmesini sağlayan kinematik diyagramının geliştirilmesinden oluşur.
Bu görevleri başarmak için öncelikle makine teorisinin temel ilkelerini incelemek ve genel yöntemler Mekanizmaların kinematik ve dinamik analizi ve sentezinin yanı sıra, bu yöntemleri mekanizmaların ve makinelerin kinematik diyagramlarının incelenmesi ve tasarımına uygulama becerisi kazanmak çeşitli türler.
Makine, fiziksel ve zihinsel emeği kolaylaştırmak, üretkenliğini artırmak ve kısmi veya kısmi olarak kolaylaştırmak amacıyla doğa yasalarını incelemek ve kullanmak için insan tarafından yaratılmış bir cihazdır. komple değiştirme emeği ve fizyolojik işlevleri olan bir kişi.
Makinelerin gerçekleştirdiği işlevler açısından makineler aşağıdaki gruplara ayrılabilir:
a) enerji makineleri (motorlar ve jeneratörler);
b) çalışma makineleri (nakliye ve teknolojik makineler);
c) bilgi makineleri (matematik ve kontrol makineleri);
d) sibernetik makineler.
Modern bilim ve teknolojinin gelişmesiyle birlikte otomatik makine sistemleri giderek daha fazla kullanılmaktadır. Birbirine bağlı ve belirli bir işi gerçekleştirmek üzere tasarlanmış bir dizi otomatik makine teknolojik süreç, otomatik hat olarak adlandırılır. Modern gelişmiş ve mükemmel makineler genellikle işleyişi mekanik, termal fizik, elektrik mühendisliği ve elektronik prensiplerine dayanan birçok cihazın birleşiminden oluşur.
Mekanizma, bir veya daha fazla cismin hareketini diğer cisimlerin gerekli hareketlerine dönüştürmek için tasarlanmış, yapay olarak oluşturulmuş bir cisimler sistemidir. Makine mekanizmaları işlevsel amaçlarına göre genellikle motor ve konvertör mekanizmalarına ayrılır; iletim mekanizmaları; aktüatörler; yönetim, kontrol ve düzenleme mekanizmaları; işlenmiş medya ve nesneleri besleme, taşıma, besleme ve sınıflandırma mekanizmaları; bitmiş ürünlerin otomatik sayımı, tartılması ve paketlenmesi için mekanizmalar.
Bireysel mekanizma türlerinin işlevsel amaçlarındaki farklılığa rağmen yapıları, kinematikleri ve dinamikleri pek çok ortak noktaya sahiptir. Bu nedenle, çeşitli işlevsel amaçlara sahip mekanizmaları incelerken, modern mekaniğin temel ilkelerine dayanan genel yöntemleri kullanmak mümkündür.
Ana mekanizma türleri:
1) çubuk mekanizmaları makinelerde hareketi dönüştürmek veya kuvveti iletmek için kullanılır;
2) çoğu durumda yaylar, yaylar, elastik kirişler vb. şeklinde elastik bağlantılar içeren mekanizmaların tasarlanmasına ihtiyaç vardır;
3) dişli mekanizmaları paralel veya paralel olmayan eksenlere sahip miller arasındaki dönme hareketini iletmek için kullanılır;
4) kam mekanizmaları, belirli bir göre mekanizmanın tahrik edilen bağlantısına periyodik veya sınırlı aralıklı hareketi iletmek için kullanılır
yeni veya seçilmiş yasa;
5) Pratik olarak bir mekanizmadaki katı bir gövdeden diğerine hareketi ileten esnek bağlantılar olarak kullanılırlar. çeşitli şekiller kemerlerin, halatların, zincirlerin, ipliklerin vb. kesiti;
6) sürtünme mekanizmaları - temas eden cisimler arasındaki hareketin sürtünme nedeniyle iletildiği mekanizmalar;
7) duraklı hareket mekanizmaları;
8) Kama ve vida mekanizmaları kullanılır çeşitli türlerçıkış tarafında büyük kuvvetler gerektiren ve giriş tarafında sınırlı kuvvetler gerektiren kelepçeleme fikstürleri veya uygulamaları;
9) tahrikli bağlantıların hareket yasalarının yeniden üretilmesi açısından, tamamen kaldıraç, dişli veya diğer mekanizmalara kıyasla daha büyük fırsatlar, kaldıraç, dişli, kam ve diğer mekanizmaları çeşitli kombinasyonlarda birleştiren birleşik mekanizmalar tarafından sağlanır;
10) gerekirse değişken yapı mekanizmaları kullanılır: mekanizmaların bağlantılarını kazara aşırı yüklenmelere karşı korumak için; yüklerin varlığına veya yokluğuna bağlı olarak tahrik edilen bağlantıların gerekli hareketlerini gerçekleştirmek; motoru durdurmadan ve diğer birçok durumda bir mekanizmanın tahrik edilen bağlantısının hızını veya hareket yönünü değiştirmek;
11) bağlantıların belirli bir göreceli hareketine sahip mekanizmalar;
12) hidrolik mekanizmalar - bir dizi öteleme veya dönme mekanizması, bir enjeksiyon kaynağı çalışma sıvısı, kontrol ve düzenleme ekipmanı;
13) Pnömatik mekanizmalar, hareketin enerji nedeniyle gerçekleştirildiği pistonlu veya döner mekanizmalardır. sıkıştırılmış hava yani bu mekanizmalardaki gaz enerji taşıyıcısı olarak kullanılır;
Makine tasarımındaki en kritik aşama, bireysel bileşenlerin ve parçaların tasarımını büyük ölçüde belirleyen makinenin yapısal ve kinematik diyagramlarının geliştirilmesidir. verim arabalar .
Bu ders çalışmasında krank-kaydırıcı mekanizması ele alınacaktır.
Krank kaydırma mekanizması en yaygın olanlardan biridir. Tüm pistonlu (motorlarda) ana mekanizmadır. içten yanma, kompresörler, pompalar, gaz genleştirme makineleri), tarım (biçme makineleri, orak makineleri, biçerdöverler) ve dövme makineleri ve presler.
Her işlevsel seçenekte tasarım, mekanizmanın özel gerekliliklerini dikkate almalıdır. Ancak mekanizmanın yapısını, geometrisini, kinematiğini ve dinamiğini açıklayan matematiksel bağımlılıklar tüm farklı uygulamalar için hemen hemen aynı olacaktır. TMM ve TMM arasındaki ana veya temel fark akademik disiplin, tasarım yöntemlerini incelemek özel makineler TMM'nin, belirli işlevsel amacından bağımsız olarak, belirli bir mekanizma türü için ortak olan sentez ve analiz yöntemlerinin incelenmesine odaklanmasıdır.
Külbütör krank-kaydırma mekanizması, yapısal olarak bir kaya kaydırıcıya dönüştürülmüş, sonsuz uzunlukta bir bağlantı çubuğuna sahip bir krank-kaydırma mekanizmasıdır. Kılavuzu kızak, uyumlu bir hareket yapan kaydırıcıyla bütünleşiktir. Bu nedenle kaydırıcının hareketleri krank dönüş açısının kosinüsüyle orantılıdır. Sinüs kademeli mekanizma olarak da adlandırılan bu mekanizma, küçük pistonlu pompalarda ve kompresörlerde, kaydırıcının uyumlu hareketini sağlayan cihazlarda veya krank dönüş açısının sinüs veya kosinüsüyle orantılı değerlerin belirlenmesinde vb. kullanılır.
Amaca ve çalışma koşullarına bağlı olarak, daha yüksek çiftli mekanizmalar, başlıcaları kam, dişli, sürtünme, Malta ve mandal olmak üzere çeşitli türlere ayrılabilir.
Kam mekanizması, en üst çifti kam ve itici adı verilen bağlantılardan oluşan bir mekanizmadır. Elementlerinin şekli bakımından farklılık gösterirler. İtici elemanın şekli isteğe bağlı olarak alınabilir ve kam elemanının şekli, belirli bir itici eleman için tahrik edilen baklanın gerekli hareket kanunu sağlanacak şekilde seçilir. En basit kam mekanizması, bir kam, bir itici ve bir destekten oluşan üç bağlantılı bir mekanizmadır; ana bağlantısı genellikle bir kameradır.
Dişli mekanizması, yani. En yüksek çifti dişli bağlantılarından oluşan bir mekanizma, bir dişli bağlantısı çoklu bir kam gibi olduğundan, bir kam mekanizmasının özel bir durumu olarak düşünülebilir. Dişli mekanizmaları esas olarak, tahrik edilen milin açısal hızındaki bir değişiklikle herhangi iki eksen arasındaki dönme hareketini iletmeye yarar.
Sürtünme mekanizması, daha yüksek bir çift oluşturan bağlantılar arasındaki dönme hareketinin iletiminin, aralarındaki sürtünme nedeniyle gerçekleştirildiği bir mekanizmadır. Basit bir sürtünme mekanizması üç bağlantıdan oluşur: iki dönen yuvarlak silindir ve bir stand.
Sürtünme mekanizmaları sıklıkla sürekli değişken şanzımanlarda kullanılır. Diskin sabit açısal hızında, tekerlek silindirini dönme ekseni boyunca hareket ettirerek, yalnızca açısal hızını değil, dönme yönünü bile sorunsuz bir şekilde değiştirebilirsiniz.
Malta mekanizması, ön bağlantının - fenerli krankın - sürekli dönüşünü tahrik edilenin - "çapraz" aralıklı dönüşüne dönüştürür.
Tahrik mandalına sahip bir mandal mekanizması, ileri geri dönme hareketini tek yönde aralıklı bir dönme hareketine dönüştürmeye yarar. Mandallı tahrik külbütör kolu yavaş yavaş cırcır çarkını döndürür. Mandal tekerleğin dönmesini engeller ters taraf. Buradaki üst çift, mandal ve mandallı çarktan oluşur.
Malta ve cırcır mekanizmaları takım tezgahlarında ve aletlerde yaygın olarak kullanılmaktadır.
2. Mekanizmanın yapısal analizi
Gümbürtü mekanizması (Şekil 1) beş bağlantıdan oluşur: 1 - krank OA, bu da dönme hareketi; 2 – sürgü A, sürgü boyunca ileri geri hareket gerçekleştiriyor; 3 - B menteşesi etrafında sallanma hareketi gerçekleştiren ABC külbütör kolları; 4 – biyel CD'si; 5 – ileri geri hareket gerçekleştiren kaydırıcı D; yedi kinematik çiftin yanı sıra.
Şekil 1 – Kaldıraç mekanizması diyagramı
Mekanizmanın hareket derecesinin belirlenmesi
Mekanizmanın hareketlilik derecesi Chebyshev formülü ile belirlenir:
W = 3n – 2P 5 – P4 , (2.1)
Burada n, mekanizmanın hareketli bakla sayısıdır, n =5;
P 5 – V sınıfının kinematik çiftlerinin sayısı, P 5 = 7;
P 4 – sınıf IV'ün kinematik çiftlerinin sayısı, P 4 = 0.
Sayısal değerleri değiştirerek şunu elde ederiz:
W = 3.5 – 2.7 – 0 = 1.
Sonuç olarak, incelenen mekanizmadaki öncü bakla sayısını gösteren mekanizmanın hareketlilik derecesi 1'e eşittir. Bu, mekanizmanın çalışması için bir tahrik baklasının yeterli olduğu anlamına gelir.
Mekanizmanın yapısal gruplara ayrılması
I. I. Artobolevsky'nin sınıflandırmasına göre, incelenen mekanizmayı yapısal gruplara ayıracağız. Ekran mekanizması (Şekil 1), 1'lik bir öncü bağlantı ve 2. dereceden sınıf II'nin iki yapısal grubundan oluşur.
Her iki yapısal grup da üçüncü tipe aittir: birincisi (2 ve 3 numaralı bağlantılar) ve ikincisi (4 ve 5 numaralı bağlantılar). Yapısal gruplar 2 bağlantı ve 3 kinematik çiftten oluşur. Mekanizmanın yapısının formülü şöyledir:
3. Dişli aktarımının kinematik analizi
Planet dişli kutusu ve dişli transmisyondan oluşan ekranın kol mekanizmasının tahriki Şekil 2'de gösterilmektedir. Bir taşıyıcı ve dış dişlilere sahip dört tekerlekten oluşan planet dişli kutusu, dişli oranı i H3 = 10. Planet dişli kutusundan sonra takılan dişliler aşağıdaki diş sayılarına sahiptir: z 4 = 12, z 5 = 28.
Şekil 2 - Kol mekanizması tahriki
Dişli oranı dişli çarklar 4 ve 5 formülle belirlenir
Tüm tahrikin toplam dişli oranı formülle belirlenir
Dişli takımı ve planet dişli kutusunun bazı parametreleri şunlardır: m I =3,5 mm; m II = 2,5 mm; dişlilerin eksenler arası mesafesi – a w = 72 mm; açısal hız Tahrik mili(motor şaftı) – ω d = 150,00 rad/s. Aşağıdaki formüle göre tarama mekanizmasının tahrik bağlantısının açısal hızını – ω 1 belirleyelim:
ω 1 = ω d / ben 15 , (3.3)
ω 1 = 150 / 23,33 = 6,43 rad/sn.
4. Kaldıraç mekanizmasının kinematik analizi
Kinematik analizin amacı ekranın kaldıraç-kaydırma mekanizmasının karakteristik noktalarının hızlarını ve ivmelerini belirlemektir.
Mekanizma konumları için planların oluşturulması
Çalışma kapsamındaki mekanizmanın parametreleri (Şekil 1) Tablo 1'de verilmiştir.
Tablo 1 - Mekanizma parametreleri
| ω 1, rad/s |
||||||
Mekanizma planının ölçeği formülle belirlenir
burada l OA – krankın gerçek uzunluğu OA, m;
OA – çizimdeki krank uzunluğu OA, mm.
Verileri yerine koyarsak şunu elde ederiz:
ml = 
Bu mekanizmanın hükümleri için bir plan oluşturma prosedürü:
– krank T.O ve külbütör mekanizması T.C'nin dönme merkezlerinin konumunu çizim üzerinde işaretleyin;
– bu parçaların A ve O noktalarının hareket yörüngelerini özetliyoruz;
– OA krankının yörüngesini 12 eşit parçaya bölün;
– elde edilen A 0, A 1, A 2, ..., A 12 noktalarından t.B'ye çizgiler çiziyoruz;
– B noktasından ABC açısını 90◦'ye eşit alarak dikler çiziyoruz;
– OA krankının belirli konumlarında C noktasının konumunu belirleriz;
– CD parçasını, D noktası OVD düz çizgisi üzerinde olacak şekilde bir ölçekte çizin;
– çentikleme yöntemini kullanarak, OA krankının belirli konumlarında D noktasının konumunu belirleriz;
– saat yönünde OA krankını yeni bir konuma yerleştirip inşaatı tekrarlıyoruz;
– çizimde baklaların en uç noktalarının yörüngelerini ve baklaların kütle merkezlerinin konumunu belirtiyoruz.
Çalışan bir bağlantının hareket diyagramının oluşturulması
Kinematik diyagramlar oluşturmak için, grafik farklılaştırma yöntemi kullanılarak mekanizmanın 12 hareket konumu (krank OA boyunca) dikkate alınır.
Çıkış bağlantısının hareketini ele alalım. Sıfır konumunu başlangıç noktası olarak alalım (bu aynı zamanda sonuncusudur). Apsis eksenini 12 eşit parçaya bölüyoruz. Ordinat ekseninde, D noktasının zaman içinde belirli bir ana karşılık gelen en sol konumdan en sağ konuma kadar düz bir çizgide (bağlantı 5 üzerinde) kat ettiği mesafeleri çizeriz. Elde edilen noktaları kullanarak çıkış bağlantısının φ = φ(t) yer değiştirme diyagramını oluşturuyoruz.
Yer değiştirmenin ölçeğini dönme açısından ve zamanla belirleriz:
nerede l çizimdeki mesafedir tam dönüş krank OA, mm;
n - formülle belirlenen krank OA'nın dakika başına devir sayısı, rpm
Çizimdeki tam dönüşün uzunluğunu 180 mm alarak ölçeği belirliyoruz
Hareketlerin ölçeğini biraz daha küçültelim
m = 
Çıkış bağlantısının hız ve ivme diyagramlarının grafik farklılaşması. İsteğe bağlı bir kutup mesafesi Hv = (40...60 mm) = 50 mm seçtikten sonra, mV hız diyagramının ölçeğini hesaplıyoruz
(4.5)
Yer değiştirme eğrisini bir dizi kirişle değiştiriyoruz, kutup mesafesini seçiyoruz ve bir koordinat sistemi oluşturuyoruz. Bunu yapmak için hız grafiğinde kirişlere paralel olarak direkten geçen düz çizgiler oluşturuyoruz. Düz çizginin S ekseni ile kesiştiği noktadan itibaren, t eksenine paralel olarak istenen konuma kadar düz bir çizgi çizin. Ortaya çıkan noktaları seri olarak bağlayarak çıkış bağlantısının hızlarının bir grafiğini elde ederiz. Hız diyagramına benzer şekilde, H A kutup mesafesinin 40 mm'ye eşit bir değerini seçerek, ivme diyagramı m A'nın ölçeğini hesaplarız.
(4.6)
Bir ivme diyagramının oluşturulması hız diyagramının oluşturulmasına benzer.
Üç konum için hız planları oluşturma
Oluşturmak için OA bağlantısının dönme hareketinde A noktasının hızını bilmeniz gerekir. Bunu formülden belirleyelim:
VA 1 = 
Hız planları oluşturmak için mekanizmanın konumlarını seçeceğiz: birinci, yedinci ve onuncu. Tüm konumlar için yapı benzerdir, dolayısıyla yapım algoritmasını açıklayacağız. İnşaat için karakteristik noktaları belirleyelim: referans noktaları - A1, B6, D6, C3; ve temel – A3, D4. Bu noktaların hızları için vektör denklemleri oluşturalım:
(4.8)
(4.9)
Bir hız planı oluşturuyoruz. Krank OA ile birlikte hareket eder sabit hız. Hız planının direği - P'den krankın OA'ya dik dönme yönünde, koşullu olarak uzunluğunu 80 mm alarak hız vektörünü (Pa 1) çizeriz. Daha sonra hız planının ölçeğini belirliyoruz:
m V = 
Denklem sistemine (4.8) uygun olarak karşılık gelen yapıları yapıyoruz. Bunu yapmak için, a 1 noktasından BA'ya paralel bir düz çizgi çiziyoruz ve B6'nın hızı sıfır olduğundan P kutbundan AB'ye dik bir düz çizgi çiziyoruz. Böylece a 3 noktasını elde ederiz. C noktası ABC bağlantısına ait olduğundan benzerlik teoremi kullanılarak hız planında bulunabilir. Konumunu ABC kolunun uzunluklarının oranı ve a 3'ün 6 c 3 hızlarının uzunluklarının oranlarına göre belirleriz. Daha sonra vektör denklem sistemini (4.9) kullanırız. 3'lü noktayı bulduktan sonra, ondan SD bağlantı çubuğuna dik bir çizgi koyuyoruz. Direkten VD çizgisine paralel düz bir çizgi çiziyoruz; b6 noktasının hızı sıfır olduğundan d4 noktasını elde ederiz. Kütle merkezlerinin hız vektörlerinin konumlarını benzerlik teoreminden belirliyoruz. OA bağlantısının kütle merkezi O noktasında olduğundan hız planında P noktasında olacaktır. S 4 merkezinin hız planındaki konumu 3 d 4 doğrusu üzerinde belirlenecektir. segmentin ortasında. B 6 a 3 segmentinde (4.11) oranından S 3 noktasının konumunu buluyoruz:
Her üç konum için de hızları, doğal boyuta dönüşümlerini hesaba katarak, hızlara karşılık gelen vektörlerin uzunluğunu ölçerek ve bunları hız planı ölçeğiyle çarparak grafiksel yapıdan hesaplayacağız:
Tablo 2 - Kol mekanizmasının üç konumdaki karakteristik noktalarının gerçek hız değerleri
| Mekanizma konumu |
Noktadaki hız |
Vektör uzunluğu plandan (рn), mm |
||
Üç pozisyon için hızlandırma planlarının oluşturulması
Vektör hız denklemlerine benzeterek kaldıraç mekanizmasının ivmeleri için bir vektör denklem sistemi oluşturalım:
(4.13)
(4.14)
OA bağlantısının A noktasının normal ivmesini belirleyelim. Bağlantı sabit bir hızla döndüğünden teğetsel ivme yoktur. O zaman elimizde:
İlk konum örneğini kullanarak ivme analoglarının bir planını oluşturmak için bir algoritma sunalım. İnşaatların geri kalanı benzer şekilde gerçekleştirilir.
Planı oluşturmaya A noktasının ivmesini oluşturarak başlıyoruz. Bunu P kutbundan itibaren vektörün yönü A'dan O'ya olacak şekilde bir ölçekte çizelim. İvme uzunluğunu keyfi olarak alarak ivmelerin ölçeğini belirleyelim. çizimde a 1 = 80 mm:
m bir = 
ABC ve SD bağlantılarının açısal hızlarını belirleyelim. Değerlerini formül (4.17) kullanarak buluyoruz ve taban noktasından ilgili bağlantılara paralel olarak yönlendiriliyoruz.
(4.17)
Hız planından her bağlantı için açısal hızı buluyoruz. Elde edilen değerleri Tablo 3’te özetleyelim.
Çizelge 3 - Bağlantıların açısal hızları ve normal ivmeler
| Konum |
Hız |
Değer, m/sn |
Normal hızlanma |
Anlam, |
Ölçek değeri, mm |
İnşaat bir vektör denklem sistemi kullanılarak gerçekleştirilir. Teğetsel ivmeler bağlantılara dik olarak yönlendirilir. Tüm bunları hesaba katarak mekanizma konumları için bir ivme planı oluşturacağız: 1, 7, 10. 3. nokta, hız planına benzetilerek konumlandırılır. Coriolis ivmesini aşağıdaki formülü kullanarak buluruz:
(4.18)
(4.19)
Elde edilen değerleri Tablo 4'te özetliyoruz. Hız vektöründen 90° açıyla dönme yönünde düzenlenmiştir. Göreceli hız, vektörleri sıraya koyan harekete paralel bir yöne sahiptir. a 3 ve d 4 noktasını bulun.
Tablo 4 - Coriolis ivmesinin hesaplanması
Tablo 5'te grafik yöntemi ve farklılaşmayı kullanarak tüm hesaplamaların sonuçlarını özetliyoruz.
Tablo 5 – Yakınsama tablosu
Formülleri kullanarak hız ve ivme değerlerindeki tutarsızlıkları buluyoruz:
(4.20)
(4.21)
plandaki ivme değeri nerede, m/s 2;
– diyagramdan ivme değeri, m/s2;
V D4 – plandaki hız değeri, m/s;
V pp D4 – diyagramdaki hız değeri, m/s.
5. Kinetostatik mekanizma analizi
Kinetostatik analizin amacı eylemsizlik kuvvetlerini bulmak ve kinematik çiftlerdeki reaksiyonları belirlemektir.
İlk çizim sayfasından, ilk konumdaki mekanizmanın planını aktaracağız ve ayrıca bu konumun ivmelenme planını ve saat yönünün tersine 90 0 döndürülmüş hızların planını da aktaracağız.
Mekanizma bağlantılarının ağırlığının belirlenmesi
Bağlantıların ağırlığı formülle belirlenir
G ben = m ben ∙ g, (5.1)
burada g yer çekimi ivmesidir, g = 9,81 m/s2 .
Elde edilen değerleri Tablo 6'da özetliyoruz.
Tablo 6 - Bağlantıların ağırlığı ve kütlesi
| Parametre |
|||||
| Ağırlık (kg |
|||||
Bağlantıların atalet kuvvetleri ve atalet kuvvetlerinin momentlerinin belirlenmesi
Her bağlantının atalet kuvvetini ayrı ayrı bulalım.
FI kuvveti, S noktasının toplam ivmesinin tersi yönündedir ve aşağıdaki formülle belirlenebilir:
m bağlantının kütlesidir, kg;
ve S, bağlantının kütle merkezinin ivmesidir, m/s2.
Sayısal değerleri değiştirerek Ф 1 = Ф 2 = 0 elde ederiz,
Atalet kuvvetleri çiftinin atalet momenti M I, bağlantının açısal ivmesinin e tersi yönündedir ve formülle belirlenebilir.
bağlantının S kütle merkezinden geçen ve bağlantının hareket düzlemine dik eksene göre atalet momenti nerede, kg ∙ m2,
Formülü kullanarak açısal ivmeleri belirleyelim.
Sayısal değerleri formüllere (5.3-5.4) koyarak Tablo 6'ya gireceğimiz değerleri elde ederiz.
Tablo 6 – Bağlantıların atalet kuvvetleri ve atalet kuvvetlerinin momentleri
| Miktarları |
|||||
Kuvvet uygulama noktalarının belirlenmesi
Tepkileri bulmak için asura gruplarını ayrı ayrı ele alalım. İkincisinden hesaplayacağız. Dönme çiftleri için reaksiyonlar paralel ve dik olmak üzere ikiye ayrılır. Yararlı direnç kuvvetini eylemsizlik kuvvetlerine karşı yönlendirelim.
Kinematik bir çiftte reaksiyonların belirlenmesi
Hesaplamaya son yapısal grupla başlıyoruz. 4 ve 5 numaralı bağlantılardan oluşan bir grup çiziyoruz ve tüm dış yükleri ve reaksiyonları bu gruba aktarıyoruz. Bu grubun dengede olduğunu düşünüyoruz ve bir denge denklemi oluşturuyoruz
Değer iki bileşene ayrıştırılır: normal ve teğetsel.
(5.6)
Değer, dördüncü bağlantı için D noktasına göre denge durumundan bulunur.
burada , h 1 , m çiziminden belirlenen, D noktasına kadar olan kuvvetlerin kollarıdır.
(5.8)
Miktarları belirlediğimiz bir kuvvetler planı oluşturuyoruz. m F = 10 N/mm kuvvet ölçeğini dikkate alarak aşağıdaki değerleri elde ederiz:
Kaydırıcının ayrı olarak da değerlendirilebileceğini düşünürsek b = 0 mesafesi olduğundan kuvvetin vs. uygulandığını elde ederiz. Yönleri belirliyoruz.
Benzer şekilde ikinci Asura grubu için denge denklemini oluşturuyoruz.
Kaydırıcı 2'nin külbütör koluna tepkisini aramıyoruz çünkü o kadar önemli değil.
Bilinmeyen reaksiyonları belirlediğimiz yerden bir kuvvet poligonu oluşturuyoruz. Kuvvetlerin ölçeğini dikkate alarak aşağıdaki değerleri elde ederiz:
Dengeleme kuvvetinin tanımı
Öncü bağlantıyı çiziyoruz ve etkin yükleri uyguluyoruz. Sistemin dengede olması için AO bağlantısına dik A noktasına uygulanan bir dengeleme kuvveti uyguluyoruz. Diyagram dengeleme kuvvetinin reaksiyona eşit olduğunu göstermektedir
Zhukovsky yöntemi kullanılarak dengeleme kuvvetinin belirlenmesi
Mekanizmanın hız planını 90° döndürüyoruz ve ona etki eden kuvvetler ve eylemsizlik kuvvetleri uyguluyoruz. Daha sonra hız planını direğe göre katı bir cisim olarak kabul ederek bir denge denklemi oluştururuz.
Elde ettiğimiz sayısal değerleri yerine koyarsak
Dengeleme kuvvetinin hesaplanmasındaki hatayı kuvvet planı yöntemini ve Zhukovsky yöntemini kullanarak formülü kullanarak belirliyoruz.
(5.11)
Sayısal değerleri değiştirerek şunu elde ederiz:
Çözüm
Bu ders çalışmasında krank-kaydırıcı mekanizmasının analizi yapılmıştır.
Literatür taramasında çeşitli mekanizmaların çalışma prensiplerini öğrendik. Analiz sonucunda şu tür çalışmalar yapıldı: yapısal, kinematik, kinetostatik ve dişli sentezi.
Yapısal analiz sırasında mekanizmanın yapısını ve hareketlilik derecesini belirleyin.
Kinematik analizde hızlar ve ivmeler iki yöntem kullanılarak belirlendi: plan yöntemi ve grafik farklılaştırma yöntemi. Birinci konum için D noktasının hızları ve ivmeleri sırasıyla 0,28 m/s, 0,27 m/s ve 5,89 m/s2, 5,9 m/s2'ye eşit çıktı; hatalar %2,1 ve %1,2 idi. Yedinci konum için hızlar ve ivmeler 0,5 m/s, 0,5 m/s ve 8,6 m/s2, 8,5 m/s2, hatalar ise %0 ve %2,3'tür. Onuncu konum için hızlar ve ivmeler 2,05 m/s, 1,98 m/s ve 3,6 m/s2, 3,7 m/s2, hatalar ise %2,3 ve %2,6 olarak ortaya çıktı. Hesaplamaların doğru yapıldığı söylenebilir çünkü hızlar için hata %5'i aşmaz ve ivmelenmeler için %10'dan az olur.
Kinetostatik analizde kuvvet hesaplamaları iki yöntem kullanılarak yapılmıştır. Kuvvet planları yöntemi ve Zhukovsky yöntemi kullanıldı. Kuvvet planları yöntemine göre, F UR'nin 910 N'ye eşit olduğu ve Zhukovsky yöntemine göre - 906 N'ye göre hata% 2,3 idi ve bu izin verilen standartları aşmadı. Kuvvet planlama yönteminin Zhukovsky yöntemine göre daha emek yoğun olduğu sonucuna varılabilir.
Kullanılan kaynakların listesi
1 Artobolevsky I.I. Mekanizmalar ve makineler teorisi: Ders kitabı - 4. baskı, ek. Revize - M .: Nauka, 1988. - 640 s.
2 Korenyako A.Ş. Kurs tasarımı mekanizmalar ve makineler teorisi üzerine: - 5. baskı, gözden geçirilmiş - Kiev: Vishcha Okulu, 1970. - 332 s.
3 Kozhevnikov S.N. Mekanizmalar ve makineler teorisi: Ders kitabı - 4. baskı, gözden geçirilmiş - M.: Makine Mühendisliği, 1973. - 592 s.
4 Marchenko S.I. Mekanizmalar ve makineler teorisi: Ders notları. - Rostov-na-Donu: Phoenix, 2003. – 256 s.
5 Kulbachny O.I.. Mekanizma teorisi ve makine tasarımı: Ders Kitabı.-M.: Higher School, 1970.-228
1. Yapısal Analiz mekanizma
Bir krank kaydırma mekanizması sunulmaktadır.
Chebyshev formülünü kullanarak incelenen mekanizmanın derece sayısını belirliyoruz:
(1)
Nerede N - incelenen kinematik zincirdeki hareketli bağlantıların sayısı; sayfa 4 Ve p5– sırasıyla dördüncü ve beşinci sınıftaki çiftlerin sayısı.
Katsayının değerini belirlemek için N Mekanizmanın blok diyagramını inceleyelim (Şekil 1):
Şekil 1 – Mekanizmanın blok diyagramı
Mekanizmanın blok şeması dört bağlantıdan oluşur:
1 – krank,
2 – AB biyel kolu,
3 – kaydırıcı B,
0 – ayakta durmak,
bu durumda, 1 – 3 numaralı bağlantılar hareketli bağlantılardır ve raf 0, sabit bir bağlantıdır. Kompozisyonda sunulmaktadır blok şeması iki mafsallı-sabit destek ve bir kaydırıcı kılavuzu 3.
Buradan, n=3.
Katsayı değerlerini belirlemek için sayfa 4 Ve p5 Söz konusu kinematik zincirin parçası olan tüm kinematik çiftleri bulalım. Araştırmanın sonuçları Tablo 1'de kaydedilmiştir.
Tablo 1 – Kinematik çiftler
| № | Kinematik çift (KP) | Sinema şeması - tik çift |
Sinema sınıfı- tik çift |
Hareket derecesi |
||||||
| 1 | 0 – 1 | rotasyonel |
||||||||
| 2 | 1 – 2 |  |
rotasyonel |
1 | ||||||
| 3 | 2 – 3 |  |
rotasyonel |
1 | ||||||
| 4 | 3 – 0 |  |
rotasyonel |
1 | ||||||
Tablo 1'deki verilerin analizinden, çalışılan içten yanmalı motor mekanizması artan piston stroku ile beşinci sınıfın yedi çiftinden oluşur ve kapalı bir kinematik zincir oluşturur. Buradan, p 5 =4, A p 4 =0.
Katsayıların bulunan değerlerinin değiştirilmesi n, s. 5 Ve sayfa 4 ifade (1)'e girersek şunu elde ederiz:
Mekanizmanın yapısal bileşimini belirlemek için, söz konusu diyagramı Assur yapısal gruplarına ayırıyoruz.
İlk bağlantı grubu 0-3-2'dir (Şekil 2).
Şekil 2 – Assur yapısal grubu
Bu grup iki hareketli parçadan oluşur:
biyel kolu 2 ve kaydırıcı 3;
iki tasma:
ve üç kinematik çift:
1-2 – beşinci sınıf dönüşümlü çift;
2-3 – beşinci sınıf dönüşümlü çift;
3-0 – beşinci sınıfın ilerici çifti;
o zaman n=2; p 5 =3, a p 4 =0.
Belirlenen katsayı değerlerini ifade (1)'de yerine koyarsak,
Bu nedenle, 4-5 numaralı bağlantı grubu Assur 2 sınıf 2 sıra 2 türlerinin yapısal bir grubudur.
İkinci bağlantı grubu 0-1'dir (Şekil 3).
Şekil 3 - Birincil mekanizma
Bu bağlantı grubu hareketli bir bağlantıdan oluşur - krank 1, kremayer 0 ve bir kinematik çift:
0 – 1 – beşinci sınıf rotasyonel çift;
o zaman n=1; p 5 =1, a p 4 =0.
Bulunan değerleri ifade (1) ile değiştirerek şunu elde ederiz:
Bu nedenle, 1-2 numaralı bağlantı grubu aslında hareketlilik 1'e sahip birincil bir mekanizmadır.
Mekanizmanın yapısal formülü
MEKANİZMA=PM(W=1) + SGA(2.sınıf, 2.derece, 2.tip)
2. Kinematik şemanın sentezi
Bir kinematik şemayı sentezlemek için öncelikle uzunluk ölçeği faktörünü μ ℓ oluşturmak gerekir. μ ℓ'yi bulmak için, krank OS'nin doğal boyutunu almak ve bunu isteğe bağlı uzunluktaki │OC│ segmentinin boyutuna bölmek gerekir:
Bundan sonra, uzunluk ölçeği faktörünü kullanarak, bağlantıların tüm doğal boyutlarını kinematik bir diyagram oluşturacağımız bölümlere dönüştürüyoruz:
Boyutları hesapladıktan sonra serif yöntemini kullanarak mekanizmanın bir konumunu (Şekil 4) oluşturmaya geçiyoruz.
Bunu yapmak için önce krankın takılı olduğu 0 direğini çizin. Daha sonra standı oluşturmak için çizilen dairenin ortasından geçen yatay bir düz çizgi XX çiziyoruz. Daha sonra kaydırıcının (3) merkezini bulmak için gereklidir. Daha sonra, aynı dairenin merkezinden yarıçaplı iki tane daha çizeriz.
Ve . Daha sonra oradan XX yatay çizgisine açılı bir uzunluk parçası çiziyoruz. Bu doğru parçasının oluşturulan çemberlerle kesişme noktaları sırasıyla A ve C noktaları olacaktır. Daha sonra A noktasından yarıçaplı bir daire çiziyoruz.Bu dairenin XX düz çizgisiyle kesişme noktası B noktası olacaktır. Kaydırıcı için XX düz çizgisiyle çakışacak bir kılavuz çiziyoruz. Kaydırıcıyı ve çizimin diğer tüm gerekli ayrıntılarını oluşturuyoruz. Tüm noktaları işaretliyoruz. Kinematik şemanın sentezi tamamlandı.
3. Düz bir mekanizmanın kinematik analizi
Mekanizmanın konumu için bir hız planı oluşturmaya başlayalım. Hesaplamaları basitleştirmek için mekanizmanın konumunun tüm noktaları için hızları ve yönleri hesaplamalı ve ardından bir hız planı oluşturmalısınız.
Şekil 4 - Mekanizma konumlarından biri
Krank-kaydırıcı mekanizmasının diyagramını inceleyelim: O ve O 1 noktası sabit noktalardır, dolayısıyla bu noktaların hız modülleri sıfıra eşittir (
).A noktasının hız vektörü, O noktasının hız vektörü ile A noktasının O noktası etrafındaki bağıl dönme hareketinin hızının geometrik toplamıdır:
. (2)
Hız vektör eylem çizgisi
krankın (1) eksenine diktir ve bu vektörün hareket yönü krankın dönme yönü ile çakışır.Hız modülü noktası A:
, (3)
- OA bağlantısının açısal hızı; - İşletim sistemi uzunluğu. Açısal hız
Verilen (Şekil 2.10): j 1, w 1 =sabit, ben B.D. ben DC, ben AB, ben MÖ, m ben [ Hımm ] .
Hız VB= w 1 ben A B B noktası, dönme yönünde AB bağlantısına dik olarak yönlendirilir.
C noktasının hızını belirlemek için bir vektör denklemi oluşturuyoruz:
C = B+ kuzeydoğu
C noktasının mutlak hızının yönü biliniyor - çizgiye paralel x-x. B noktasının hızı biliniyor ve bağıl hız V C B, BC bağlantısına dik olarak yönlendiriliyor.
Yukarıda yazılan denkleme göre bir hız planı (Şekil 2.11) oluşturuyoruz. Bu durumda mn = V B / Rv[m/s mm ].
B noktasının mutlak ivmesi normal ivmeye eşittir bir p VA(w 1'den beri = sabit, e 1 =0 ve A t V =0) a B = a p BA = w 2× ben VA[m/s2]
ve AB bağlantısı boyunca B noktasından A noktasına yönlendirilmektedir.
Hızlandırma planı ölçek faktörü m bir = bir B / P V[m/s mm], burada p V- planda ivmeyi gösteren keyfi uzunluktaki bir bölüm bir B.
C noktasının hızlanması:
(1 yollu),
Nerede a p SV = V 2 SV / l SV[m/s2]
Hızlanma planında bu ivmeyi gösteren bir bölüm:
p SV = a p SV / M A[mm]
İvme planının p kutbunu seçiyoruz. Kutuptan ivmenin yönlendirildiği bir çizgi çiziyoruz bir B(//AB) ve seçilen p parçasını bir kenara koyun V, bu ivmeyi planda gösteriyor (Şekil 2.12). Ortaya çıkan vektörün sonundan normal bileşen için bir yön çizgisi çizeriz bir p NE NE bağlantısına paralel ve segmenti bir kenara koyun psv, m ölçeğinde tasvir A Bu normal bir hızlanmadır. Vektörün sonundan itibaren normal hızlanma teğetsel bileşenin yön çizgisini çizin NE ve p kutbundan - C noktasının mutlak ivmesinin yönü ( ïï xx). Bu iki yönün kesiştiği noktada C noktasını elde ederiz; bu durumda pC vektörü istenen ivmeyi temsil eder.
Bu ivmenin modülü şuna eşittir:
ve C = ( P İle) M A[m/s2]
Açısal ivme e2 şu şekilde tanımlanır:
e 2 = NE / NE NE= (tCB) M a/l NE[1/s2]
e yönü 2 mekanizma şemasında gösterilmiştir.
D noktasının hızını bulmak için kullanmanız gerekir benzerlik teoremi, bu bağlantı üzerindeki diğer iki noktanın hızları (ivmeleri) bilindiğinde, bir bağlantı üzerindeki noktaların hızlarını ve ivmelerini belirlemek için kullanılır: Bir bağlantının noktalarının göreceli hızları (ivmeler), mekanizmanın diyagramındaki aynı isimli şekle benzer şekilde hız (ivme) planlarında rakamlar oluşturur. Bu rakamlar benzer şekilde yerleştirilmiştir, yani. Mekanizma diyagramında harf gösterimleri tek yönde okunurken hız (ivme) planındaki harfler de aynı yönde takip eder.
D noktasının hızını bulmak için mekanizma diyagramındaki üçgene benzer bir üçgen oluşturmak gerekir.
üçgenler D CD(hız planında) ve DСВD (mekanizma planında) karşılıklı dik kenarları olan üçgenlerdir. Bu nedenle D üçgenini oluşturmak CD c ve BD noktalarından CD ve BD'ye dikler çizin V sırasıyla. Onların kesişme noktasında direğe bağladığımız d noktasını alıyoruz.
D noktasının ivmesi de benzerlik teoremi ile belirlenir, çünkü 2 numaralı bağlantının diğer iki noktasının ivmeleri bilinmektedir, yani Aİçinde ve A C. İvme planında D üçgeninin yapılması gerekmektedir. V cd, mekanizma şemasındaki DBCD üçgenine benzer.
Bunun için öncelikle mekanizma diyagramı üzerine oluşturacağız, ardından hızlandırma planına aktaracağız.
Çizgi segmenti " Güneşİvme planını mekanizma şemasında aynı adı taşıyan NE segmentine aktarıyoruz ve herhangi bir noktadan (C veya B) NE bağlantısına yerleştiriyoruz (Şekil 2.10). Sonra segment boyunca " Güneş» Mekanizmanın üzerine D üçgeni yerleştirilmiştir V dс, DBDC üçgenine benzer, bunun için "C" noktasından DC düz çizgisine paralel olarak ВD düz çizgisiyle kesişene kadar bir "dс" düz çizgisi çizilir. D'yi alıyoruz V dc~DBDC.
Üçgen r1 ve r2'nin ortaya çıkan kenarları, istenen kenarların boyutuna eşittir.
|
|
|
| |
serifler kullanılarak oluşturulabilen ivme planındaki üçgen (Şekil 2.12). Daha sonra şekillerin düzeninin benzerliğini kontrol etmeniz gerekir. Böylece, mekanizma şemasındaki DBDC üçgeninin köşelerinin harf tanımlarını saat yönünde okurken, sırayı elde ederiz. B-D-C harfleri; aynı yöndeki hızlandırma planında, yani. saat yönünde aynı harf sırasını elde etmeliyiz V-d-s. Sonuç olarak çözüm, r 1 ve r 2 çemberlerinin sol kesişme noktası tarafından sağlanır.
Alınan materyalle ne yapacağız:
Bu materyal sizin için yararlı olduysa, onu sosyal ağlardaki sayfanıza kaydedebilirsiniz:
| Cıvıldamak |
Bu bölümdeki tüm konular:
Kinematik araştırmanın grafik yöntemi
2.1.1 Hızları ve ivmeleri belirlemek için temel denklemler……………………………………………..25 2.1.2 Dört çubuklu mekanizmaların kinematiği…………………………
Mafsallı dört bağlantılı
Verilen (Şekil 2.6): j1, w1 = const, l1, l2, l3, lo = lAD, ml [m/mm].
Krank mekanizması
Verilen (Şekil 2.13): j1, w1=const, l1, l0= lAC, ml[m/mm]. Birinciye ait B noktası
Düz kaldıraç mekanizmalarının kinematik sentezi
Kinematik sentez– bu, belirtilen kinematik özelliklerine dayalı bir mekanizma diyagramının tasarımıdır. ile ilgili olarak öncelikle deneyime dayalı mekanizmalar tasarlarken
Dört çubuklu mekanizmalarda krankın varlığı koşulu
Dört çubuklu mekanizmalarda bir krankın varlığına ilişkin koşullar Grashof teoremi ile belirlenir: kapalı menteşeli dört çubuklu kinematik zincirde, krankın uzunluklarının toplamı
Grashof teoreminin öteleme çifti içeren kinematik zincire uygulanması
Dönme çiftlerinin boyutunu artırarak, aksları genişleterek öteleme çiftleri elde etmek mümkündür. Menteşe pimi D'nin boyutu (Şek. 2.19b) daha büyük alınabilir
Hareket çizgisinin sabit olduğu bir krank-kaydırma mekanizmasını ele alalım.
kaydırıcı krankın dönme merkezine göre kaydırılır. "E" miktarına yer değiştirme veya eksen dışı denir. Hangi boyut oranında olduğunu belirleyelim
Krank mekanizması
Külbütör mekanizması için iki seçeneği ele alalım: sallanan bir külbütör ve dönen bir külbütör ile. Sallanan külbütörlü bir mekanizma elde etmek için, sehpanın uzunluğunun krankın uzunluğundan daha büyük olması gerekir;
Mafsallı dört çubuk
Verilen momentlerin etkisi altında dengede olan dört bağlantılı mafsallı bir bağlantıyı (Şekil 2.27) ele alalım: tahrik bağlantısı 1 üzerindeki tahrik motoru ve direnç momenti
Bağlantıların konumlarına göre dört çubuklu kaldıraç mekanizmalarının sentezi
Dört çubuklu mekanizmalar genellikle çeşitli nesneleri bir konumdan diğerine taşımak için kullanılır. Bu durumda taşınan nesne hem biyel koluna hem de biyel koluna bağlanabilir.
Mekanizmaların dinamik analizi ve sentezi
Dinamik araştırmanın amacı, üzerine etki eden kuvvetlere bağlı olarak mekanizmanın (bağlantılarının) hareket yasasını elde etmektir. Bu sorunu çözerken dikkate alacağız
I II III
I – ilk bağlantı dönme hareketi gerçekleştirir; II – 2. bağlantı karmaşık bir hareket yapar; III – 3. bağlantı ileri doğru hareket eder. Belirlemek, birsey belirlemek
Raf ve pinyon
Tekerleklerden birinin merkezi sonsuzluktan çıkarılırsa daireleri paralel düz çizgilere dönüşecektir; Üreten hattın teğetinin N1 noktası (aynı zamanda ortak normaldir ve
1. Mekanizmanın yapısal analizi
1.1 Mekanizmanın hareketlilik derecesinin belirlenmesi
Nerede N= 3 - mekanizmanın hareketli parçalarının sayısı
- beşinci sınıfın kinematik çiftlerinin sayısı
- dördüncü sınıfın kinematik çiftlerinin sayısı
Belirli bir mekanizmada beşinci sınıfın dört çifti vardır.
Dönme çiftleri
3.0 öteleme çifti
Dördüncü sınıf çift yok
1.2 Mekanizma sınıfının belirlenmesi
Bunun için mekanizmayı Assur gruplarına ayırıyoruz.
2 ve 3 numaralı bağlantılardan oluşan ikinci sınıfın Assur grubunu tanımlıyoruz. Birinci sınıfın bir mekanizmasını oluşturan öncü bağlantı kalır.
Sınıf I mekanizma Sınıf II mekanizma
Sipariş 2
Mekanizmanın yapısı için formül
ben (0,1) II (2,3)
Bağlantı grubunun sınıfı ikincidir, dolayısıyla söz konusu mekanizma ikinci sınıfa aittir.
2 Mekanizmanın geometrik sentezi
2.1 Mekanizmanın aşırı konumlarda çizilmesi
2.2 Krankın ve biyel kolunun doğrusal boyutlarını belirleyin
Krank hızı n1= 82 rpm
Kaydırıcı stroku S = 0,575 m
Krank uzunluğunun biyel uzunluğuna oranı
Eksantrikliğin krank uzunluğuna oranı
2.3 Krankın bir dönüşü sırasında;
Kaydırıcı S=2AB noktasında S kadar mesafe kat edecek
Bağlantının uzunluğunu belirleyin;
Bağlantının uzunluğunu belirleyin;
M noktasının AB bağlantısı üzerindeki konumunu ilişkiden belirleriz
; İÇİNDEM=0,18×1,15 = 0,207m;
3 Krank-kaydırıcı mekanizması için bir planın oluşturulması
Krank-kaydırma mekanizmasının planını oluşturmak için AB yarıçaplı bir daire çizeriz, ardından AC yatay çizgisini çizeriz. Daireleri 12 parçaya bölüyoruz (mekanizmanın 12 konumu için). Daha sonra B0C0, B1C1 ... B11C11 segmentlerini yatay AC'ye yerleştiriyoruz. A dairesinin merkezini B0, B1 ... B11 noktalarına bağlarız. Krankın 12 konumunun her birinde ВМi segmentini bırakıyoruz (burada i, krank konumunun numarasıdır). M0, M1 ... M11 noktalarını bağlayarak M noktasının yörüngesini elde ederiz.
4 Dört konum için O, A, B, M noktalarının hızlarının belirlenmesi.
Pozisyon 1:
B noktasının hızını belirleyin
Hadi düşünelim
ABC üçgeninden belirleyin
Hadi düşünelim
RS'yi şu şekilde belirliyoruz:
AR aracılığıyla biz belirleriz
VR'yi Tanımlamak
Tanımlıyoruz Ð J
MR'ın belirlenmesi
A, C ve M noktalarının hızlarını formülden belirliyoruz
Tanımlıyoruz
Hadi kontrol edelim:
Pozisyon 2:
B noktasının hızını belirleyin
Hadi düşünelim
Sinüs yasasını kullanarak şunları belirleriz:
OAB üçgeninden belirleyin
Sinüs yasasını kullanarak AC'yi belirleriz
Hadi düşünelim
RS'yi şu şekilde belirliyoruz:
AR aracılığıyla biz belirleriz
VR'yi Tanımlamak
Tanımlıyoruz Ð J
MR'ı tanımlayalım
Tanımlıyoruz Ð e
Hadi kontrol edelim:
Pozisyon 3:
VB, VC ve VM hızları paralel olduğundan ve B, C ve M noktaları bu hızların yönüne aynı dik üzerinde bulunamayacağından, BC biyel kolunun anlık hız merkezi sonsuzda olduğu için açısal hızı ve anında öteleme hareketi yapar. Bu nedenle şu anda:
Pozisyon 4:
B noktasının hızını belirleyin
Hadi düşünelim
Sinüs yasasını kullanarak şunları belirleriz:
Tanımlıyoruz Ð B ABC üçgeninden
Sinüs yasasını kullanarak AC'yi belirleriz
Hadi düşünelim
RS'yi şu şekilde belirliyoruz:
AR aracılığıyla biz belirleriz
Hadi düşünelim
VR'yi Tanımlamak
Tanımlıyoruz Ð J
MR'ı tanımlayalım
A, B ve M noktalarının hızlarını formülden belirliyoruz
Tanımlıyoruz Ð e
Hadi kontrol edelim:
5. Yer değiştirme, hız ve ivme diyagramlarının oluşturulması.
Bir krank-kaydırma mekanizmasının bir kaydırıcısının (C) mesafelerini, hızlarını ve ivmelerini gösteren kinematik bir diyagramın oluşturulması gereksin. Uzunluğu l=0,29m olan AB krankı sabit bir hızla döner açısal hız n1=82rpm
Krank-kaydırıcı mekanizması, dönme hareketini öteleme hareketine ve bunun tersini dönüştürmeye yarar. Yataklar 1, krank 2, biyel kolu 3 ve kaydırıcıdan 4 oluşur.
Krank dönme hareketi yapar, biyel kolu düzlemsel paralel hareket yapar ve sürgü ileri geri hareket yapar.
Birbirine hareketli bir şekilde bağlanan iki gövde kinematik bir çift oluşturur. Bir çifti oluşturan gövdelere bağlantı denir. Genellikle tahrik bağlantısının (krank) hareket kanunu belirtilir. Kinematik diyagramlar, tahrik bağlantısının çeşitli konumları için bir periyot (döngü) ve kararlı durum hareketi içerisinde oluşturulur.
Krankın her 300'de bir ardışık dönüşüne karşılık gelen on iki konumlu bir ölçek üzerine inşa ediyoruz.
S = 2r, kaydırıcı strokunun gerçek değeri olup, krank değerinin iki katına eşittir.
— mekanizma diyagramındaki kaydırıcı vuruşu.
Zaman ölçeği nereden geliyor?
Zaman eksenindeki Segment 1, seçilen ölçekte krankın şu açılardaki dönüşüne karşılık gelen 12 eşit parçaya bölünecektir: 300, 600, 900, 1200, 1500, 1800, 2100, 2400, 2700, 3000, 3300 , 3600 (1-12 noktalarında). Bu noktalardan dikey bölümler çizelim: 1-1S = В0В1, 2-2S = В0В2, vb. B kaydırıcısının en sağ konumuna kadar bu mesafeler artar ve B konumundan başlayarak azalır. 0'lar, 1'ler, 2'ler ... 12'ler bir eğri ile seri olarak bağlanırsa, B noktasının yer değiştirmelerinin bir diyagramı elde edilecektir.
Hız ve ivme diyagramlarını oluşturmak için grafik farklılaştırma yöntemi kullanılır. Hız diyagramı aşağıdaki gibi oluşturulur.
Yer değiştirme diyagramının altında v ve t koordinatlarını çiziyoruz ve v ekseninin sola doğru devamında seçilen kutup mesafesi HV=20mm keyfi olarak çiziliyor.
Pv noktasından itibaren sırasıyla 0s, 1s, 2s ... 12s noktalarında S eğrisinin teğetlerine paralel düz çizgiler çiziyoruz. Bu düz çizgiler V eksenindeki parçaları keser: 0-0v, 0-1v, 0-2v..., diyagramın karşılık gelen noktalarındaki hızlarla orantılıdır. Noktaları karşılık gelen noktaların koordinatlarına taşıyoruz. Elde edilen bir dizi 0v, 1v, 2v... noktasını bir hız diyagramı olan düzgün bir eğri ile birleştiriyoruz. Zaman ölçeği aynı kalır, hız ölçeği:
Hız diyagramına benzer şekilde bir ivme diyagramı oluşturuyoruz. Hızlanma ölçeği
Ha=16mm, ivme diyagramı için seçilen kutup mesafesidir.
Hız ve ivme, yer değiştirmenin zamana göre 1. ve 2. türevleri olduğundan, ancak üst diyagrama göre, alttaki diferansiyel bir eğridir ve alttaki üsttekine göre bir integral eğridir. Yani yer değiştirme diyagramının hız diyagramı diferansiyeldir. Doğrulama için kinematik diyagramlar oluştururken türevin özelliklerini kullanmalısınız:
- artan bir yer değiştirme grafiği (hız), hız grafiğinin (denklem) pozitif değerlerine karşılık gelir ve azalan bir grafik, negatif değerlere karşılık gelir;
- maksimum ve minimum noktalar, yani yer değiştirme (hız) grafiğinin uç değeri, hız (ivme) grafiğinin sıfır değerlerine karşılık gelir;
- yer değiştirme (hız) grafiğinin bükülme noktası, hız (ivme) grafiğinin uç değerlerine karşılık gelir;
- Yer değiştirme diyagramındaki bükülme noktası, ivmenin sıfır olduğu noktaya karşılık gelir;
- herhangi bir kinematik diyagramın periyodunun başlangıç ve bitiş koordinatları eşittir ve bu noktalara çizilen teğetler paraleldir.
B kaydırıcısının hareketini çizmek için s, t koordinat eksenlerini seçiyoruz. Apsis ekseni üzerinde krankın bir tam dönüşü için T süresini gösteren l = 120 mm parçasını çiziyoruz.
Krank-kaydırıcı mekanizmasının bağlantılarının geometrik hesaplamasını yaptık, krank ve kaydırıcının uzunluklarını belirledik, ayrıca oranlarını da belirledik. Krank-kaydırma mekanizmasını dört konumda hesapladık ve dört konum için anlık hız merkezini kullanarak noktaların hızlarını belirledik. Yer değiştirmelerin, hızların ve ivmelerin diyagramlarını oluşturduk. Hesaplamalarda yapı ve yuvarlamadan dolayı hatalar olduğu tespit edilmiştir.
