Vrste steznih uređaja i njihov proračun. Udžbenici mašinstva Cam mehanizmi. Vrste bregastih mehanizama. Prednosti i nedostaci. Glavna namjena
FEDERALNA AGENCIJA ZA OBRAZOVANJE RUSKOG FEDERACIJE
DRŽAVNA OBRAZOVNA USTANOVA VISOKOG STRUČNOG OBRAZOVANJA
"TJUMENSKI DRŽAVNI UNIVERZITET ZA NAFTU I GAS"
SAOBRAĆAJNI INSTITUT
Stolica Mašinski dijelovi
PREGLED GLAVNIH VRSTA MEHANIZAMA
METODOLOŠKA UPUTSTVA
To praktična obuka By Teorije mehanizama i mašina za studente specijalnosti NR-130503 PST-130501 NB-130504 01, MSO- 190207
redovni i vanredni puni i smanjeni oblici obrazovanja
Tjumenj 2007
Odobreno od strane uredničkog i izdavačkog vijeća
Tjumenski državni univerzitet za naftu i gas
Sastavio: vanredni profesor, dr. Zabanov Mihail Petrovič
profesor, d.t.s. Babičev Dmitrij Tihonovič
asistent, Pankov Dmitrij Nikolajevič
© Državna obrazovna ustanova visokog stručnog obrazovanja
"Tjumenski državni univerzitet za naftu i gas"
U toku lekcije potrebno je upoznati se s glavnim grupama i vrstama mehanizama, njihovim grafičkim slikama. Naučite da predstavite pravi mehanizam u obliku dijagrama.
Izvještaj mora opisati i opisati klasične tipove mehanizama.
Mašinstvo je vodeća grana moderne tehnologije. Napredak mašinstva determinisan je stvaranjem novih mašina visokih performansi i pouzdanosti. Rješenje ovog najvažnijeg problema zasniva se na kompleksnom korištenju rezultata mnogih naučnih disciplina i prije svega teorije mehanizama i mašina.
Sa razvojem mašina, sadržaj pojma "mašina" se promenio. Za moderne mašine dajemo sljedeću definiciju: Stroj je uređaj koji je stvorila osoba za pretvaranje energije, materijala i informacija kako bi se olakšao fizički i mentalni rad, povećala njegova produktivnost i djelomično ili u potpunosti zamijenila čovjeka u njegovim radnim i fiziološkim funkcijama.
Prema funkcijama koje obavljaju mašine, dijele se u sljedeće klase:
1) Energetske mašine
2) Transportna vozila
3) Tehnološke mašine
4) Mašine za upravljanje i upravljanje
5) Logičke mašine
6) Kibernetičke mašine
Definicija pojma "mehanizam" je više puta mijenjana kako su se pojavljivali novi mehanizmi.
Mehanizam je sistem tijela dizajniran da pretvara kretanje jednog ili više krutih tijela u potrebna kretanja drugih tijela. Ako su, pored čvrstih tijela, u transformaciju gibanja uključena i tečna ili plinovita tijela, tada se mehanizam naziva hidraulički, odnosno pneumatski. U smislu funkcionalnosti, mehanizmi se dijele na sljedeće vrste:
1) Mehanizmi motora i pretvarača
2) Zupčanici
3) Aktuatori
4) Mehanizmi upravljanja, kontrole i regulacije
5) Mehanizmi za hranjenje, transport i sortiranje prerađenih proizvoda i predmeta
6) Mehanizmi za automatsko brojanje, vaganje i pakovanje gotovih proizvoda
Glavna karakteristika mehanizma je transformacija mehaničkog kretanja. Mehanizam je dio mnogih strojeva, budući da transformacija energije, materijala i informacija obično zahtijeva transformaciju pokreta primljenog od motora. Nemoguće je izjednačiti pojmove "mašina" i "mehanizam". Prvo, pored mehanizama u mašini, uvek postoje dodatni uređaji povezani sa kontrolom mehanizama. Drugo, postoje mašine u kojima nema mehanizama. Na primjer, posljednjih godina stvorene su tehnološke mašine u kojima svaki izvršni organ pokreće pojedinačni električni ili hidraulični motor.
Prilikom opisivanja mehanizama podijeljeni su u posebne grupe na osnovu njihovog dizajna (poluga, ekscentr, trenje, zupčanik, itd.)
Mehanizmi se formiraju uzastopnim vezivanjem veza za početni mehanizam.
VEZA - jedan ili više dijelova međusobno nepomično povezanih, uključenih u mehanizam i koji se kreću kao jedan.
INPUT LINK - link na koji se prijavljuje kretanje, koje mehanizam pretvara u potrebna kretanja drugih veza. Ulazna veza je spojena na motor ili na izlaznu vezu drugog mehanizma.
IZLAZNA VEZA - karika koja čini pokret za koji je mehanizam namijenjen. Izlazna veza je spojena na pogonski uređaj (radno tijelo, pokazivač instrumenta) ili na ulaznu vezu drugog mehanizma.
Karike su međusobno pokretno povezane pomoću kinematičkih parova: rotacijski (šarke) i translatorni (klizač).
PUTANJA bodova(link) - linija kretanja tačke u ravni. To može biti prava linija ili kriva.
VEZE
Mehanizmi poluge su mehanizmi koji uključuju krute karike međusobno povezane rotacijskim i translacijskim kinematičkim parovima. Najjednostavniji polužni mehanizam je dvosmerni mehanizam, koji se sastoji od fiksnog stalka 2 (Sl.1.1 ) i pomična poluga 1 , koji ima mogućnost rotacije oko fiksne ose (obično je to početni mehanizam).
Sl.1.1 Dvostruka veza
TO dvokraki polužni mehanizmi uključuju mehanizme mnogih rotacionih mašina: elektromotore, turbine sa lopaticama i ventilatore. Mehanizmi svih ovih mašina sastoje se od stalka i karike (rotora) koji se okreću u fiksnim ležajevima.
Složeniji polužni mehanizmi su mehanizmi koji se sastoje od četiri karike, tzv mehanizme sa četiri karike.
On Sl.1.2 prikazuje mehanizam šarke sa četiri karike, koji se sastoji od tri pokretne karike 1, 2, 3 i jedne fiksne karike 4. Karika 1 spojen na stalak, može napraviti puni okret i naziva se ručica. Takva zglobna četverokraka, koja u svom sastavu ima jednu polugu i jednu klackalicu, naziva se radilica-klackalica, gdje se rotacijsko kretanje radilice pomoću klipnjače pretvara u pokret ljuljanja klackalice. Ako se radilica i klipnjača ispruže u jednoj liniji, tada će klackalica zauzeti krajnji desni položaj, a kada se međusobno nalože, zauzet će lijevi položaj.
Rice. 1.2 Mehanizam sa četiri karike
Primjer takvog mehanizma je mehanizam prikazan u Sl.1.3 , gdje je link 1 – poluga (ulazna veza), veza 2 - klipnjača, karika 3 - rocker. Tačka M S koja se kreće duž krive opisuje putanju. Neke putanje mogu se reproducirati polužnim mehanizmima teoretski tačno, druge - približno, sa stepenom preciznosti dovoljnim za praksu.
Mehanizam koji se razmatra, nazvan simetrični Čebiševljev mehanizam, često se koristi kao kružni mehanizam za vođenje, u kojem je AB = BC = BM = 1. Sa naznačenim odnosima
Rice. 1.3 Mehanizam radilice
dot M klipnjača AB opisuje putanju simetričnu oko ose n - str . Ugao nagiba ose simetrije prema liniji centara CO određen je sa: RMSO = π - Ω / 2. Deo putanje tačke M je luk kružnice poluprečnika O 1 M, koji može se koristiti u mehanizmima sa zaustavljanjem izlazne veze.
Još jedan primjer četverostruke veze je široko rasprostranjen u tehnologiji klizač-radilica mehanizam (Rice. 1.4 ).
Rice. 1.4 Mehanizam klizača radilice
U ovom mehanizmu, umjesto klackalice, ugrađen je klizač koji se kreće u fiksnoj vodilici. Ovaj mehanizam radilice se koristi u klipnim motorima, pumpama, kompresorima itd. Ako je ekscentricitet e je jednak nuli, tada dobijamo centralni mehanizam radilice ili aksijalni. At e mehanizam klizača radilice bez nule naziva se necentralni ili deaksijalni. Ovdje se rotacija radilice OA kroz klipnjaču AB pretvara u povratno kretanje klizača. Prirodno ekstremni položaji klizača , će biti kada su radilica i klipnjača u jednom redu.
Ako u razmatranom mehanizmu fiksnu vodilicu zamijenimo pokretnom, koja se naziva bekstejdž, onda dobijamo preklopni mehanizam sa četiri veze sa kamenom kamenom. Primjer takvog mehanizma je klackalica blanjalice ( Sl.1.5 ). Crank 1 , rotirajući oko ose, kroz klackalicu 2 pravi backstage 3 napraviti zamah. U ovom slučaju, klackalica se pomiče napred-nazad u odnosu na klackalicu.
Rice. 1.5 Mehanizam sa četiri veze
Ekstremni položaji bekstejdža biće sa polugom okomitom na nju. Lako je izgraditi takve položaje: kružnica je nacrtana s polumjerom jednakim dužini poluge (putanja točke A), a tangente su povučene iz ose rotacije bekstejdža.
Dakle, veze mogu napraviti progresivan , rotacijski ili kompleks pokret.
1. Mehanizam klizača radilice.
a) centralna (slika 1);
b) van ose (deoksi) (slika 2);
e - ekscentricitet
Rice. 2
1-radilica, jer veza pravi potpunu revoluciju oko svoje ose;
2-šipka, nije spojena na stalak, čini ravno kretanje;
3-klizač (klip), izvodi translatorno kretanje;
1 - radilica;
2 - bekstejdž kamen (rukav), zajedno sa zvezdom 1, pravi potpunu revoluciju oko A (w1 i w2 su isti), a takođe se kreće duž zvezde 3, uzrokujući njeno rotiranje;
3 - rocker (scena).
4.Hidraulični cilindar
(kinematički sličan mehanizmu klackalice).
Tokom procesa projektovanja, dizajner rešava dva problema:
· analiza(istražuje spreman mehanizam);
· sinteza(novi mehanizam se projektuje prema potrebnim parametrima);
Strukturna analiza mehanizma.
Pojmovi o kinematičkim parovima i njihova klasifikacija.
Dvije karike međusobno nepomično povezane čine kinematički par. Svi kinematički parovi podliježu dvije nezavisne klasifikacije:
1. Parovi su viši ili niži:
a. Viši parovi su parovi u kojima se kontakt ostvaruje duž linije.
b. Donji parovi su parovi u kojima se kontakt ostvaruje duž površine.
2. Svi parovi su podijeljeni u pet klasa, u zavisnosti od broja veza nametnutih mobilnosti svake od karika. Broj stupnjeva slobode je označen sa . Broj nametnutih veza je označen sa . U ovom slučaju, broj stupnjeva mobilnosti se može odrediti formulom: .
a. Par prve klase: ; .
b. Par druge klase: ; .
c. Par treće klase: ; .
d. Par četvrte klase: ; .
e. Par petog razreda: ; .
Primjeri klasifikacije parova:
Razmislite o kinematičkom paru "vijak-matica". Broj stepeni pokretljivosti ovog para je 1, a broj nametnutih veza je 5. Ovaj par će biti par pete klase, možete izabrati samo jednu vrstu kretanja za vijak ili maticu, a drugi pokret će biti u pratnji.
Kinematički lanac– veze međusobno povezane kinematičkim parovima različitih klasa.
Kinematički lanci su prostorni i ravni.
Prostorni kinematički lanci- lanci, čije se karike kreću u različitim ravnima.
Ravni kinematički lanci- lanci čije se karike kreću u jednoj ili paralelnoj ravni.
Koncepti o stepenu pokretljivosti kinematičkih lanaca i mehanizama.
Broj veza koje slobodno lebde u prostoru označava se kao . Za veze, stepen mobilnosti se može odrediti formulom: . Od ovih karika formiramo kinematički lanac, povezujući karike jedne s drugima u parove različitih klasa. Broj parova različitih klasa označava se sa , gdje je klasa, odnosno: je broj parova prve klase, koja ima , i ; - broj parova druge klase, koji ima , i ; - broj parova treće klase, koji ima , i ; - broj parova četvrte klase, koji ima , i ; - broj parova pete klase, za koje , i . Stepen pokretljivosti formiranog kinematičkog lanca može se odrediti formulom: .
Od kinematičkog lanca formiramo mehanizam. Jedna od glavnih karakteristika mehanizma je prisustvo stalka (kućišta, baze), oko koje se pomiču preostale karike pod djelovanjem vodeće karike (karike).
Stepen pokretljivosti mehanizma obično se označava kao. Jednu od karika kinematičkog lanca pretvaramo u stalak, odnosno oduzimamo mu svih šest stupnjeva mobilnosti, zatim: - formula Somov-Malyshev.
U ravnom sistemu, maksimalni broj stepena slobode je dva. Stoga se stepen pokretljivosti ravnog kinetičkog lanca može odrediti sljedećom formulom: . Stupanj mobilnosti ravnog mehanizma određen je Čebiševljevom formulom: , gdje je broj pokretnih karika. Koristeći definiciju viših i nižih kinematičkih parova, Čebiševljeva formula se može napisati na sljedeći način: .
Primjer određivanja stepena mobilnosti:
Klasifikacija mehanizama
Broj tipova i tipova mehanizama je u hiljadama, pa je njihova klasifikacija neophodna za odabir jednog ili drugog mehanizma iz velikog broja postojećih, kao i za sintetizaciju mehanizama.
Ne postoji univerzalna klasifikacija, ali su najčešće 3 vrste klasifikacije:
1) funkcionalan. Prema principu tehnološkog procesa, mehanizmi se dijele na mehanizme: pokretanje reznog alata; napajanje, punjenje, uklanjanje dijelova; transport, itd.;
2) strukturalne i konstruktivne. On omogućava razdvajanje mehanizama i po karakteristikama dizajna i po strukturnim principima. Ovaj tip uključuje mehanizme: radilica-klizač; rocker; nazubljeni; bregasta poluga, itd.;
3) strukturalni. Jednostavan, racionalan, usko povezan sa formiranjem mehanizma, njegovom strukturom, metodama kinematičke i analize sila, predložio je L.V. Assur 1916. godine i zasniva se na principu konstrukcije mehanizma raslojavanjem (pričvršćivanjem) kinematičkih lanaca (u obliku strukturnih grupa) na početni mehanizam. Prema ovoj klasifikaciji, bilo koji mehanizam se može dobiti od jednostavnijeg spajanjem kinematičkih lanaca na potonje s brojem stupnjeva slobode W= 0, koje se nazivaju strukturne grupe, ili Assur grupe.
Ministarstvo saobraćaja Ruske Federacije
Federalna agencija za pomorski i riječni promet
Krimski ogranak
FGBOU VPO
"Državni pomorski univerzitet nazvan po admiralu F. F. Ushakovu"
Odsjek "Osnovne discipline"
Teorija mehanizama i mašina
kursni projekat
Ravna veza
Objašnjenje
Projekat su izradili: Art. gr. _
_____________________________
Voditelj projekta: prof. Burov V.S.
Sevastopolj 2012
1. Kinematička analiza mehanizma s ravnim polugom ........................................ ........................ 3
1.1. Konstrukcija pokreta u 12 pozicija........................................................ ........................................................ 3
1.2. Konstrukcija planova za trenutne brzine ........................................ .................................................... 4
1.3. Izrada planova za trenutna ubrzanja ........................................ .............................................. 5
1.4. Konstrukcija dijagrama pomaka ................................................................ ................................................................... ......... 8
1.5. Izrada dijagrama brzina .............................................................. ................................................................ ............ 9
1.6. Izrada dijagrama ubrzanja ................................................................ ................................................................... ............... 9
2. Analiza sile ravnog polužnog mehanizma ........................................ ........................ 10
2.1. Određivanje opterećenja koje djeluju na karike mehanizma ........................................ ........ 10
2.2. Proračun sile grupe karika 7, 6 ........................................ ........................................................ 12
2.3. Proračun sile grupe karika 4, 5 ........................................ ........................................................ 13
2.4. Proračun sile grupe karika 2, 3......................................... . ................................................ 14
2.5. Proračun sile vodeće veze ................................................. ........................................................ ......... 15
2.6. Proračun sile vodeće karike po metodi Žukovskog........................................ ........................ 15
3. Sinteza zupčastog mehanizma ........................................ .... ................................................ ... ...... 16
3.1. Određivanje geometrijskih parametara zupčastog mehanizma.................................................. ...... 16
3.2. Izrada plana linearnih brzina ........................................ .................................... 19
3.3. Izrada plana ugaonih brzina ............................................ .................................................... 20
4. Sinteza zupčastog mehanizma ................................................ .... ................................................ ... .21
4.1. Iscrtavanje analoga ubrzanja ................................................ ................................................................... ... 21
4.2. Analogi brzine iscrtavanja ................................................. ................................................... .. 22
4.3. Iscrtavanje analoga pomaka .............................................................. ............................................ 22
4.4. Pronalaženje minimalnog početnog radijusa brega ................................................ ........................ 22
4.5. Izgradnja cam profila ................................................ ................................................................ ................ .. 23
Bibliografija ................................................. ................................................ .. .................... 24
1. Kinematička analiza ravnog polužnog mehanizma.
Dato:
Šema mehanizma s ravnim polugom.
Geometrijski parametri mehanizma:
l OA \u003d 125 mm;
l AB \u003d 325 mm;
l AC \u003d 150 mm;
Potrebno je izgraditi mehanizam u 12 pozicija, planove trenutnih brzina za svaku od ovih pozicija, planove trenutnih ubrzanja za bilo koje 2 pozicije, kao i dijagrame pomaka, brzina i ubrzanja.
1.1 Konstrukcija 12 položaja ravnog polužnog mehanizma.
Nacrtajte kružnicu poluprečnika OA. Tada će faktor skale biti:
Odaberemo početni položaj mehanizma i od ove točke podijelimo krug na 12 jednakih dijelova. Povezujemo centar kružnice (tačku O) sa dobijenim tačkama. Ovo će biti 12 pozicija prve veze.
Kroz t. O povlačimo horizontalnu pravu liniju X-X. Zatim gradimo krugove poluprečnika AB sa centrima u prethodno dobijenim tačkama. Povezujemo tačke B 0, B 1, B 2, ..., B 12 (presek kružnica sa pravom X-X) sa tačkama 0, 1, 2, ..., 12. Dobijamo 12 pozicija od drugi link.
Od t. O odlažemo segment b. Dobijamo tačku O 1 . Iz njega sa radijusom od O 1 D nacrtamo kružnicu.
Na segmentima AB 0, AB 1, AB 2, ..., AB 12 iz tačke A odvajamo rastojanje jednako AC. Dobijamo tačke S 0 , S 1 , S 2 , …, S 12 . Kroz njih crtamo lukove poluprečnika DC sve dok se ne seku sa kružnicom sa centrom u tački O 1 . Povezujemo tačke C 0, C 1, C 2, ..., C 12 sa primljenim. To će biti 12 pozicija treće veze.
Tačke D 0, D 1, D 2, ..., D 12 su povezane sa t. O 1. Dobijamo 12 pozicija četvrtog linka.
Od najviše tačke kruga sa centrom u tački O1 odlažemo horizontalni segment jednak a. Kroz njegov kraj povlačimo okomitu liniju Y-Y. Dalje, iz tačaka D 0 , D 1 , D 2 , ..., D 12 gradimo lukove poluprečnika DE do preseka sa rezultirajućom pravom linijom. Ove tačke povezujemo sa novodobijenim. To će biti 12 pozicija pete karike.
Uzimajući u obzir faktor skale, dimenzije linkova će biti:
AB \u003d l AB * \u003d 325 * 0,005 = 1,625 m;
AC \u003d l AC * = 150 * 0,005 = 0,75 m;
CD= l CD * =220*0,005=1,1 m;
Oko 1 D \u003d l O1 D * \u003d 150 * 0,005 \u003d 0,75 m;
DE \u003d l DE * \u003d 200 * 0,005 = 1 m;
a 1 \u003d a * \u003d 200 * 0,005 \u003d 1 m;
b 1 \u003d b * = 200 * 0,005 = 1 m.
1.2 Konstrukcija planova za trenutne brzine.
Postoje različite metode za konstruisanje plana brzine za mehanizam, od kojih je najčešća metoda vektorskih jednačina.
Brzine tačaka O i O 1 jednake su nuli, pa se na planu brzina poklapaju sa polom plana brzina p.
Pozicija 0:
Ali brzina t.B se poklopila sa polom p, dakle V B = 0, što znači da će se brzine svih ostalih tačaka takođe poklapati sa polom i biće jednake nuli.
Planovi trenutnih brzina se konstruišu slično za pozicije 3, 6, 9, 12.
Pozicija 1:
Brzina t.A se dobija iz jednačine:
Linija djelovanja vektora brzine m.A je okomita na kariku OA, a sama je usmjerena u smjeru rotacije karike.
Na planu trenutnih brzina gradimo segment (pa) ┴ OA, njegove dužine (pa) = 45mm. Tada je faktor skale:
Brzina t.V se dobija iz jednačina:
, gdje je V BA ┴ VA, i V BB0 ║X-X
Od t.a na planu brzine gradimo pravu liniju ┴ do veze BC, a od t.r povlačimo vodoravnu pravu liniju. Na raskrsnici dobijamo tačku b. Povezujemo t.a i t.b. Ovo će biti vektor brzine t.B (V B).
VB = pb* = 0,04*15,3 = 0,612
Brzina t.C se određuje pomoću teoreme sličnosti i pravila za čitanje slova. Pravilo za čitanje slova je da redoslijed pisanja slova na planu brzina ili ubrzanja krute karike mora potpuno odgovarati redoslijedu pisanja slova na samoj vezi.
Iz proporcije:
Možete odrediti dužinu segmenta ac:
Od t.a odvojimo segment jednak 19,2 mm, dobijemo t.s, povežemo ga sa polom, dobijemo vektor brzine t.C (V C).
Brzina t.D se određuje rješavanjem sistema geometrijskih jednadžbi:
, gdje je V DC ┴ DC i V DO 1 ┴ DO 1
Od t.c na planu brzine gradimo pravu liniju ┴ do DC veze, a od t.r crtamo pravu liniju ┴ DO 1. Na raskrsnici dobijamo tačku d. Povezujemo t.d sa polom, dobijamo vektor brzine t.D (V D).
V D \u003d pd * \u003d 0,04 * 37,4 = 1,496
Takođe nalazimo brzinu tj. iz rješenja sistema jednačina:
, gdje je V ED ┴ ED, i V EE 0 ║Y-Y
Od t.d na planu brzine gradimo pravu liniju ┴ do DE linka, a od t.r povlačimo okomitu liniju. Na raskrsnici dobijamo tj. Povezujemo t.a i t.b. Ovo će biti vektor brzine t.B (V B).
V E = pe * = 0,04 * 34,7 \u003d 1,388
Slično, planovi za trenutne brzine su konstruisani za 2, 3, 4, 5, 7, 8, 10, 11 pozicija mehanizma.
1.3 Izrada planova trenutnog ubrzanja.
Ubrzanja tačaka O i O 1 jednaka su nuli, stoga će se na planu ubrzanja podudarati sa polom plana ubrzanja π.
Pozicija 0:
Ubrzanje tačke A nalazi se:
Na planu trenutnih ubrzanja gradimo segment πa ║ OA, njegove dužine (πa)=70 mm. Tada je faktor skale:
Smjer ubrzanja t.B i t.A ║ ravno X-X, ┴ BA, dakle, ubrzanje t.B će se poklopiti sa krajem trenutnog vektora ubrzanja t.A, što znači da će se ubrzanja svih ostalih tačaka mehanizma poklapati s njim.
Izjava 7:
Ubrzanje tačke A nalazi se:
Na planu trenutnih ubrzanja gradimo segment πa ║ OA, njegove dužine (πa)=70 mm.
Ubrzanje tačke B se može naći rješavanjem vektorske jednadžbe:
Od t.a odvajamo segment jednak 21 mm ║ AB, zatim od kraja rezultirajućeg vektora gradimo segment ┴ AB i povlačimo vodoravnu liniju kroz stup. Povezujući tjeskobu raskrižja sa polom, dobijamo vektor ubrzanja t.V.
Ubrzanje t.C pronalazimo koristeći teoremu sličnosti i pravilo za čitanje slova:
Dakle
Ubrzanje tačke D se može naći rješavanjem sistema vektorskih jednadžbi:
Od t.s odvajamo segment jednak 14,5 mm ║ DC, a zatim od kraja rezultirajućeg vektora gradimo segment ┴ DC.
Od t. π gradimo segment jednak 1,75 mm ║ O 1 D, a zatim povlačimo pravu liniju ┴ O 1 D kroz kraj rezultujućeg vektora.
Ubrzanje tačke E može se naći rešavanjem sistema vektorskih jednačina:
Smjer ubrzanja tačke E ║ ED, pa kroz pol povučemo vodoravnu pravu liniju, a od tako-kraja vektora ubrzanja t.D gradimo odsječak jednak 1,4 mm ║ ED, zatim povučemo pravu liniju ┴ ED od kraja rezultirajućeg vektora. Povezujući tačku preseka prave ║ ED i prave ┴ ED sa polom, dobijamo vektor ubrzanja tačke E.
1.4 Konstrukcija dijagrama pomaka izlazne veze.
Dijagram pomaka izlazne karike dobija se kao rezultat konstruisanja segmenata koji su uzeti sa crteža ravnog polužnog mehanizma u 12 pozicija, uzimajući u obzir faktor razmjera
1.5 Konstrukcija dijagrama brzine izlazne veze.
Dijagram brzine izlazne veze dobija se kao rezultat grafičke diferencijacije inkrementalnom metodom dijagrama pomaka izlazne veze. Ova metoda je u suštini metoda akorda. Ako se konstantna polova udaljenost H uzme jednaka vrijednosti intervala Δt, onda nema potrebe za provođenjem zraka kroz pol P, jer su u ovom slučaju segmenti h i priraštaji funkcije S(t) na intervalu Δt .
Odnosno, vertikalni segment se gradi na dijagramu pomaka od prve podjele do sjecišta sa grafom. Zatim se horizontalni segment odlaže od točke presjeka dok se ne ukrsti sa sljedećim podjelom. Zatim se od dobijene tačke ponovo odlaže vertikalni segment dok se ne ukrsti sa grafikom. Ovo se ponavlja do kraja rasporeda. Rezultirajući segmenti su izgrađeni na dijagramu brzine, uzimajući u obzir faktor skale, ali ne od prvog podjela, već pola podjela ranije:
1.6 Konstrukcija dijagrama ubrzanja izlazne veze.
Konstruiran je slično dijagramu brzine izlazne veze mehanizma
2. Analiza sile ravnog polužnog mehanizma.
Dato:
l OA = 125 mm;
l AB = 325 mm;
l AC = 150 mm;
l CD = 220 mm;
l O1 D = 150 mm;
l DE = 200 mm;
Fmax = 6,3 kN;
m K = 25 kg/m;
Dijagram korisnih sila otpora.
Potrebno je odrediti reakcije u kinematičkim parovima i balansni moment na ulaznom vratilu mehanizma.
2.1 Određivanje opterećenja koje djeluju na karike mehanizma.
Izračunajmo silu gravitacije. Rezultante ovih sila nalaze se u centrima mase karika, a veličine su jednake:
G 1 = m 1 * g = m K * l OA * g = 25 * 0,125 * 10 \u003d 31,25 H
G 2 \u003d m 2 * g \u003d m K * l B A * g \u003d 25 * 0,325 * 10 = 81,25 H
G 3 = m V * g = 20 * 10 \u003d 200 N
G 4 \u003d m 4 * g \u003d m K * l CD * g \u003d 25 * 0,22 * 10 = 55 H
G 5 \u003d m 5 * g \u003d m K * l O 1D * g \u003d 25 * 0,15 * 10 = 37,5 H
G 6 = m 6 * g = m K * l DE * g \u003d 25 * 0,2 * 10 \u003d 50 H
G 7 = m 7 * g = 15 * 10 \u003d 150 H
Nađimo silu korisnog otpora prema dijagramu sila korisnog otpora. Za razmatrani položaj mehanizma, ova sila je jednaka nuli.
Nema podataka za izračunavanje sila štetnog otpora, pa ih ne uzimamo u obzir.
Za određivanje inercijskih opterećenja potrebna su ubrzanja karika i neke tačke, pa ćemo koristiti plan ubrzanja za razmatrani položaj mehanizma.
Odredimo sile inercije karika. Vodeća karika je u pravilu uravnotežena, odnosno njeno središte mase leži na osi rotacije, a rezultanta inercijskih sila je nula. Da bismo odredili sile inercije drugih karika mehanizma, prvo odredimo ubrzanja njihovih centara mase:
i S2 \u003d * πS 2 = 0,4 * 58,5 = 23,4 m / s 2
i B \u003d * πb \u003d 0,4 * 64,9 \u003d 25,96 m / s 2
i S4 \u003d * πS 4 \u003d 0,4 * 65,7 \u003d 26,28 m / s2
i D \u003d * πd \u003d 0,4 * 78,8 \u003d 31,52 m / s 2
i S6 \u003d * πS 6 = 0,4 * 76,1 = 30,44 m / s 2
i E \u003d * πe \u003d 0,4 * 74,5 \u003d 29,8 m / s 2
Sada definišimo sile inercije:
F I2 = m 2 * a S2 = 8,125 * 23,4 \u003d 190 H
F I3 = m 3 * a B = 20 * 25,96 \u003d 519 H
F I4 = m 4 * a S4 = 5,5 * 26,28 \u003d 145 H
F I6 = m 6 * a S6 = 5 * 30,44 \u003d 152 H
F I7 = m 7 * a E = 15 * 29,8 \u003d 447 H
Da bi se odredili momenti sila inercije, potrebno je pronaći momente inercije masa karika i njihovih kutnih ubrzanja. Za karike 3 i 7 mase su koncentrisane u tačkama, za kariku 1, a ugaono ubrzanje je nula, pa su momenti inercijskih sila ove karike nula.
Pretpostavimo da je raspodjela mase karika 2, 4 i 6 ujednačena duž njihovih dužina. Tada je inercija karika u odnosu na tačke S i jednaka:
J S 2 = m 2 * l 2 2 / 12 = 8,125 * 0,325 2 / 12 = 0,0715 kg * m 2
J S 4 = m 4 * l 4 2 / 12 = 5,5 * 0,22 2 / 12 = 0,0222 kg * m 2
J S 6 = m 6 * l 6 2 / 12 = 5 * 0,2 2 / 12 = 0,0167 kg * m 2
Ugaona ubrzanja karika 2, 4, 5 i 6 određena su relativnim tangencijalnim ubrzanjima, dakle:
Nađimo momente inercijskih sila 2, 4, 6 karika:
M I2 = J S 2 * = 0,0715 * 82,22 \u003d 5,88 Nm
M I4 = J S 4 * = 0,0222 * 42,73 \u003d 0,95 Nm
M I6 = J S 4 * = 0,0167 * 35,6 \u003d 0,59 Nm
2.2 Proračun sile grupe karika 6, 7.
Odaberimo grupu karika 6, 7 iz mehanizma, rasporedimo sva realna opterećenja i sile i momente inercijskih sila.
Zamijenimo djelovanje na razmatranu grupu ispuštenih karika silama. Odnosno, na klizač 7 djeluje sila sa strane stalka - vodilice klizača. U nedostatku trenja sila interakcije je usmjerena okomito na dodirne površine, odnosno okomito na smjer kretanja klizača, a još nije poznato ni lijevo ni desno, stoga ćemo ovu silu prvo usmjeriti na desno. Ako se nakon izračunavanja pokaže da je negativan, tada je potrebno promijeniti smjer u suprotno.
U indeks oznaka stavljaju se dva broja: prvi pokazuje iz koje karike djeluje sila, a drugi na koju kariku djeluje ova sila.
U tački D od karike 5, na kariku 6 djeluje sila R 56 . Ni veličina ni smjer ove sile nisu poznati, pa je određujemo s dvije komponente: jednu usmjeravamo duž karike i nazivamo je normalnom komponentom, a drugu okomitu na kariku i zovemo je tangencijalna komponenta. preliminarni smjer ovih komponenti se bira proizvoljno, a stvarni smjer je određen predznakom sile nakon proračuna.
Sila korisnog otpora također djeluje na klizač E, ali je jednaka nuli.
Postavimo sve navedene sile na odabranu grupu karika i odredimo nepoznate reakcije u kinematičkim parovima E, D - R E i R 56 .
Prvo, određujemo tangencijalnu komponentu sile R 56 iz uslova ravnoteže veze 6. Izjednačavajući nulu zbir momenata sila u odnosu na tačku E, dobijamo:
Moment inercijskih sila se mora podijeliti sa jer su karike prikazane na skali, a njihove vrijednosti preuzete sa crteža se koriste u proračunima.
Normalna komponenta sile R 56 i sila R E nalaze se grafičkom metodom iz vektorskog poligona konstruiranog za grupu karika 6, 7. Poznato je da u ravnoteži sila poligon sastavljen od vektora sila mora biti zatvoren :
Budući da su poznati pravci linija djelovanja normalne komponente sile R 56 i R E, onda se konstruiranjem prethodno otvorenog poligona od poznatih vektora sila može zatvoriti ako kroz početak prvog i povučemo prave linije. kraj zadnjeg vektora, paralelan sa pravcima željenih sila. Tačka presjeka ovih linija odredit će veličinu željenih vektora i njihove stvarne smjerove.
Iz konstrukcija se vidi da je pravac sile R 76 od n do m, a sile R 67 od m do n.
R 56 \u003d * \u003d 1/4 * 209,7 = 52,43 N
R E \u003d * \u003d 1/4 * 69,3 = 17,33 N
2.3 Proračun sile grupe veza 5.4.
Odaberimo grupu karika 4, 5 iz mehanizma, rasporedimo sva realna opterećenja i sile i momente sila inercije, reakcije odbačenih karika. U tački D djeluje sila R 65, koja je jednaka R 56 i usmjerena je suprotno od nje.
Nepoznate su: sila interakcije 4 i 2 karike, sila interakcije 5 karika i regala.
U tački C od veze 2, na kariku 4 djeluje sila R 24 . Ni veličina ni smjer ove sile nisu poznati, pa je određujemo s dvije komponente: jednu usmjeravamo duž karike i nazivamo je normalnom komponentom, a drugu okomitu na kariku i zovemo je tangencijalna komponenta. preliminarni smjer ovih komponenti se bira proizvoljno, a stvarni smjer je određen predznakom sile nakon proračuna.
Prvo odredimo tangencijalnu komponentu sile R 24 iz uslova ravnoteže veze 4. Izjednačavajući nuli zbir momenata sila oko tačke D, dobijamo:
Normalna komponenta sile R 24 i sila R O 1 nalaze se grafičkom metodom iz vektorskog poligona konstruiranog za grupu karika 5, 4. Poznato je da u ravnoteži sila poligon sastavljen od vektora sila mora biti zatvoreno:
Odredimo veličinu reakcija u kinematičkim parovima:
R 24 = * \u003d 1 * 26,6 = 26,6 N
R O 1 = * \u003d 1 * 276,6 = 276,6 N
2.4 Proračun sile grupe karika 2, 3.
Odaberimo grupu karika 2, 3 iz mehanizma, rasporedimo sva realna opterećenja i sile i momente sila inercije, reakcije ispuštenih karika. U tački C djeluje sila R 24, koja je jednaka R 24 i usmjerena je suprotno od nje.
Nepoznate su: sila interakcije 1 i 2 karika, sila interakcije 2 karike i klizač.
U tački C od karike 1, na kariku 2 djeluje sila R 12 . Ni veličina ni smjer ove sile nisu poznati, pa je određujemo s dvije komponente: jednu usmjeravamo duž karike i nazivamo je normalnom komponentom, a drugu okomitu na kariku i zovemo je tangencijalna komponenta. preliminarni smjer ovih komponenti se bira proizvoljno, a stvarni smjer je određen predznakom sile nakon proračuna.
Prvo, određujemo tangencijalnu komponentu sile R 12 iz uslova ravnoteže veze 2. Izjednačavajući zbir momenata sila u odnosu na tačku A sa nulom, dobijamo:
Normalna komponenta sile R 12 i sila R B nalaze se grafičkom metodom iz vektorskog poligona konstruiranog za grupu karika 2, 3. Poznato je da se uz ravnotežu sila poligon sastavljen od vektora sila mora zatvoriti :
Budući da su poznati pravci linija djelovanja normalne komponente sile R 24 i R O 1, onda se konstruiranjem prethodno otvorenog poligona od poznatih vektora sila može zatvoriti ako kroz početak prvog povučemo prave linije. i kraj zadnjeg vektora, paralelno sa pravcima željenih sila. Tačka presjeka ovih linija odredit će veličinu željenih vektora i njihove stvarne smjerove.
Odredimo veličinu reakcija u kinematičkim parovima:
R 12 \u003d * \u003d 1/2 * 377,8 = 188,9 N
R B \u003d * \u003d 1/2 * 55,4 = 27,7 N
2.5 Proračun snage vodeće veze.
Vodeća karika je obično uravnotežena, odnosno centar mase joj je na osi rotacije. To zahtijeva da je inercijska sila protutega postavljene na nastavak poluge OA jednaka sili inercije OA veze:
m \u003d M 1 / l OA \u003d 3,125 / 0,125 \u003d 25 kg - masa po jedinici dužine.
Odavde je moguće odrediti masu protivutega m 1 , s obzirom na njenu udaljenost r 1 od ose rotacije. Kod r 1 = 0,5 * l m 1 = M 1 (masa OA veze).
U tački A na kariku 1 iz veze 2 djeluje sila R 21, čiji je moment u odnosu na tačku O jednak momentu ravnoteže.
U tom slučaju u tački O dolazi do reakcije R O, koja je jednaka i suprotna sili R 21 . Ako je sila gravitacije veze srazmjerna sili R 21, onda se ona mora uzeti u obzir pri određivanju reakcije oslonca O, koja se može dobiti iz vektorske jednadžbe:
2.6 Proračun snage vodeće veze metodom Žukovskog.
Na plan trenutnih brzina mehanizma, rotiranih za 90 0 u smjeru rotacije, primjenjujemo sve sile koje djeluju na mehanizam i sastavljamo jednadžbu za momente sila koje djeluju u odnosu na pol.
Odgovori na ispitna pitanja o TMM-u
Moskovski državni univerzitet
Inženjerska ekologija
Teorija mašina i mehanizama (TMM)
Ispitna pitanja
za studijske grupe dnevnog odsjeka.
1. Struktura mehanizama
1.1. Mašina i mehanizam. Klasifikacija mehanizama prema funkcionalnim i strukturno-konstruktivnim karakteristikama.
ODGOVOR: Prema definiciji akademika Artobolevskog:
Auto- postoje uređaji koje je čovjek stvorio za proučavanje i korištenje zakona prirode kako bi se olakšao fizički i mentalni rad, povećala njegova produktivnost djelomično ili potpuno zamjenjujući ga u radnim i fiziološkim funkcijama.
Mehanizam- sistem tijela dizajniran za pretvaranje kretanja jednog ili više tijela u potrebno kretanje drugih krutih tijela. Ako su tečna ili plinovita tijela uključena u transformaciju kretanja, tada se mehanizam naziva hidraulički ili pneumatski. Obično mehanizam ima jednu ulaznu vezu koja prima kretanje od motora i jednu izlaznu vezu povezanu sa radnim tijelom ili indikatorom instrumenta. Mehanizmi su ravni i prostorni.
Klasifikacija mašina prema funkcionalnoj namjeni:
Energija (motori, generatori).
Radnici (transportni, tehnološki).
Informacija (kontrola i upravljanje, matematička).
Cybernetic.
Mašine se sastoje od mehanizama.
Prema funkcionalnoj klasifikaciji postoje:
Mehanizmi motora i pretvarača;
Izvršni mehanizmi;
transmisioni mehanizmi;
Mehanizmi kontrole, regulacije, podešavanja;
Mehanizmi za hranjenje, hranjenje, sortiranje;
Mehanizmi za brojanje, vaganje, pakovanje.
Mnogo je zajedničkog u pogledu strukture i metodologije za proračun njihovih mehaničkih parametara.
Konstruktivno-konstruktivna klasifikacija:
Mehanizmi poluge;
Cam mehanizmi;
Zupčanici (sastoje se od zupčanika);
Kombinovano.
1.2. Mehanizmi poluge. Prednosti i nedostaci. Primjena u tehničkim uređajima.
ODGOVOR: Mehanizmi poluga sastoje se od tijela izrađenih u obliku poluga, šipki. Ove šipke ili poluge međusobno djeluju duž površine. Stoga su polužni mehanizmi u stanju da percipiraju i prenose značajne sile.
Koriste se kao glavni tehnološki uređaji. Međutim, reprodukcija traženog zakona kretanja takvim mehanizmima je vrlo ograničena.
1.3. Cam mehanizmi. Vrste bregastih mehanizama. Prednosti i nedostaci. Glavna namjena.
ODGOVOR: Grebenasti mehanizam se sastoji od krivolinijskog tijela, čija priroda kretanja određuje kretanje cijelog mehanizma. Glavna prednost je u tome što se, bez mijenjanja broja karika, bilo koji zakon kretanja može reproducirati promjenom profila kamere. Ali u mehanizmu grebena postoje karike koje se dodiruju u tački ili duž linije, što značajno ograničava količinu sile koja se prenosi zbog pojave vrlo visokih specifičnih pritisaka. Stoga se bregasti mehanizmi uglavnom koriste kao sredstvo za automatizaciju tehnološkog procesa, gdje bregast igra ulogu tvrdog programskog nosača.
1.4. zupčastih mehanizama. Vrste zupčastih mehanizama. Glavna namjena.
ODGOVOR: zupčasti mehanizam naziva se mehanizam koji uključuje zupčanike (tijelo koje ima zatvoreni sistem izbočina ili zubaca).
Mehanizmi zupčanika se uglavnom koriste za prijenos rotacijskog kretanja s promjenom, ako je potrebno, veličine i smjera kutne brzine.
Prenos kretanja u ovim mehanizmima vrši se zahvaljujući bočnom pritisku posebno profilisanih zuba. Za reprodukciju datog omjera ugaonih brzina, profili zuba moraju biti međusobno savijani, odnosno profil zuba jednog točka mora odgovarati dobro definiranom profilu zuba drugog točka. Profili zuba se mogu ocrtati raznim krivuljama, ali najčešći su mehanizmi sa evolventnim profilom zuba, odnosno sa zubom koji je ocrtan duž evolventne.
Za reprodukciju konstantnog omjera kutnih brzina koriste se mehanizmi s okruglim zupčanicima.
Postoje ravni i prostorni mehanizmi. U ravnom mehanizmu ose su paralelne, dok se kod prostornog seku ili ukrštaju. U ravnom mehanizmu kotači imaju cilindrični oblik, u prostornom su konusni (ako se ose sijeku).
Vrlo raznoliko. Neki od njih su kombinacija samo čvrstih tijela, drugi su sastavljeni od hidrauličnih, pneumatskih tijela ili električnih, magnetskih i drugih uređaja. U skladu s tim, takvi mehanizmi se nazivaju hidraulični, pneumatski, električni itd.
Sa stanovišta njihove funkcionalne svrhe, mehanizmi se obično dijele na sljedeće vrste:
Mehanizmi motora pretvaraju različite vrste energije u mehanički rad (npr. mehanizmi motora sa unutrašnjim sagorevanjem, parnih mašina, elektromotora, turbina itd.).
Mehanizmi pretvarača (generatora) pretvaraju mehanički rad u druge vrste energije (na primjer, mehanizmi pumpi, kompresora, hidrauličnih pogona itd.).
Prijenosni mehanizam (pogon) ima za zadatak prenošenje kretanja sa motora na tehnološku mašinu ili aktuator, pretvarajući to kretanje u neophodno za rad ove tehnološke mašine ili aktuatora.
Aktuator je mehanizam koji direktno utiče na obrađeno okruženje ili objekat. Njegov zadatak je da mijenja oblik, stanje, položaj i svojstva obrađenog medija ili predmeta (npr. mehanizama mašina za obradu metala, prese, transportera, valjaonica, bagera, mašina za dizanje itd.).
Kontrolni, nadzorni i regulacioni mehanizmi su različiti mehanizmi i uređaji za osiguranje i kontrolu dimenzija obrađenih objekata (na primjer, mjerni mehanizmi za kontrolu veličina, tlaka, nivoa tekućine; regulatori koji reagiraju na odstupanje ugaone brzine glavnog vratila mašinu i podesiti određenu brzinu ovog vratila; mehanizam koji reguliše konstantnost razmaka između valjaka valjaonice itd.).
Mehanizmi za snabdijevanje transportom, dopremanjem i sortiranjem obrađenih medija i predmeta uključuju mehanizme za vijčane puževe, strugače i elevatore s kašikom za transport i dopremanje rasutih materijala, mehanizme za utovar bunkera za komadne sirovine, mehanizme za sortiranje gotovih proizvoda po veličini, težini, konfiguraciji, itd.
Mehanizmi za automatsko brojanje, vaganje i pakovanje gotovih proizvoda koriste se u mnogim mašinama, uglavnom za proizvodnju masovnih komadnih proizvoda. Mora se imati na umu da ovi mehanizmi mogu biti i aktuatori ako su uključeni u posebne strojeve dizajnirane za te svrhe.
Ova klasifikacija pokazuje samo raznolikost funkcionalnih primjena mehanizama, koja se može značajno proširiti. Međutim, mehanizmi koji imaju istu strukturu, kinematiku i dinamiku često se koriste za obavljanje različitih funkcija. Stoga se za proučavanje teorije mehanizama i mašina izdvajaju mehanizmi koji imaju zajedničke metode za njihovu sintezu i analizu rada, bez obzira na njihovu funkcionalnu namenu. S ove tačke gledišta, razlikuju se sljedeće vrste mehanizama.
