Vrste steznih naprava i njihov proračun. Udžbenici strojarstva Bregasti mehanizmi. Vrste bregastih mehanizama. Prednosti i nedostatci. Glavna svrha
FEDERALNA AGENCIJA ZA OBRAZOVANJE RUSKE FEDERACIJE
DRŽAVNA OBRAZOVNA USTANOVA VISOKOG STRUČNOG OBRAZOVANJA
"TJUMENJSKO DRŽAVNO SVEUČILIŠTE ZA NAFTU I PLIN"
PROMETNI INSTITUT
Stolica Dijelovi strojeva
PREGLED GLAVNIH VRSTA MEHANIZAMA
METODIČKE UPUTE
Do praktični trening Po Teorije mehanizama i strojeva za studente specijalnosti NR-130503 PST-130501 NB-130504 01, MSO- 190207
redoviti i izvanredni puni i smanjeni oblici obrazovanja
Tjumenj 2007
Odobreno od uredničkog i izdavačkog vijeća
Tjumensko državno sveučilište za naftu i plin
Sastavio: izv. prof., dr. sc. Zabanov Mihail Petrovič
profesor, d.t.s. Babičev Dmitrij Tihonovič
pomoćnik, Pankov Dmitrij Nikolajevič
© Državna obrazovna ustanova visokog stručnog obrazovanja
"Tjumensko državno sveučilište za naftu i plin"
Tijekom lekcije potrebno je upoznati se s glavnim skupinama i vrstama mehanizama, njihovim grafičkim slikama. Naučiti prikazati pravi mehanizam u obliku dijagrama.
Izvještaj mora prikazati i opisati klasične tipove mehanizama.
Strojarstvo je vodeća grana moderne tehnologije. Napredak strojarstva određen je stvaranjem novih visokoučinkovitih i pouzdanih strojeva. Rješenje ovog najvažnijeg problema temelji se na kompleksnom korištenju rezultata mnogih znanstvenih disciplina, a prije svega teorije mehanizama i strojeva.
S razvojem strojeva mijenjao se i sadržaj pojma "stroj". Za moderne strojeve dajemo sljedeću definiciju: Stroj je naprava koju je stvorio čovjek za pretvaranje energije, materijala i informacija kako bi se olakšao fizički i mentalni rad, povećala njegova produktivnost i djelomično ili potpuno zamijenila čovjeka u njegovim radnim i fiziološkim funkcijama.
Prema funkcijama koje strojevi obavljaju, dijele se u sljedeće klase:
1) Energetski strojevi
2) Transportna vozila
3) Tehnološki strojevi
4) Kontrolni i upravljački strojevi
5) Logički strojevi
6) Kibernetički strojevi
Definicija pojma "mehanizam" se više puta mijenjala kako su se pojavljivali novi mehanizmi.
Mehanizam je sustav tijela koji pretvara kretanje jednog ili više krutih tijela u potrebna gibanja drugih tijela. Ako uz čvrsta tijela u transformaciji gibanja sudjeluju i tekuća ili plinovita tijela, tada se mehanizam naziva hidraulički odnosno pneumatski. Što se tiče funkcionalnosti, mehanizmi se dijele na sljedeće vrste:
1) Mehanizmi motora i pretvarača
2) Zupčanici
3) Pokretači
4) Mehanizmi upravljanja, kontrole i regulacije
5) Mehanizmi za hranjenje, transport i sortiranje prerađevina i predmeta
6) Mehanizmi za automatsko brojanje, vaganje i pakiranje gotovih proizvoda
Glavna značajka mehanizma je transformacija mehaničkog kretanja. Mehanizam je dio mnogih strojeva, budući da transformacija energije, materijala i informacija obično zahtijeva transformaciju kretanja primljenog od motora. Nemoguće je izjednačiti pojmove "stroj" i "mehanizam". Prvo, osim mehanizama u stroju, uvijek postoje dodatni uređaji povezani s kontrolom mehanizama. Drugo, postoje strojevi u kojima nema mehanizama. Na primjer, posljednjih godina stvoreni su tehnološki strojevi kod kojih svako izvršno tijelo pokreće zasebni električni ili hidraulički motor.
Prilikom opisivanja mehanizama, oni su podijeljeni u zasebne skupine na temelju njihove konstrukcije (poluga, brijeg, trenje, zupčanik itd.)
Mehanizmi se formiraju uzastopnim pričvršćivanjem karika na početni mehanizam.
VEZA - jedan ili više dijelova koji su međusobno čvrsto povezani, uključeni su u mehanizam i kreću se kao jedan.
ULAZNA LINKA - karika na koju se prijavljuje kretanje, koje se pomoću mehanizma pretvara u potrebna kretanja ostalih karika. Ulazna veza je spojena na motor ili na izlaznu vezu drugog mehanizma.
IZLAZNA KARIKA – karika koja čini kretanje za koje je mehanizam namijenjen. Izlazna karika je spojena na pokretački uređaj (radno tijelo, kazaljka instrumenta), ili na ulaznu kariku drugog mehanizma.
Spojevi su međusobno pokretno povezani kinematičkim parovima: rotacijskim (zglob) i translatornim (klizač).
PUTANJA bodova(link) - linija gibanja točke u ravnini. To može biti ravna linija ili krivulja.
VEZE
Polužni mehanizmi su mehanizmi koji uključuju krute veze međusobno povezane rotacijskim i translacijskim kinematičkim parovima. Najjednostavniji polužni mehanizam je mehanizam s dvije veze, koji se sastoji od fiksne veze-stalka 2 (sl.1.1 ) i pomična poluga 1 , koji ima mogućnost rotacije oko fiksne osi (obično je to početni mehanizam).
sl.1.1 Veza s dvije veze
DO dvoslojni polužni mehanizmi uključuju mehanizme mnogih rotacijskih strojeva: elektromotore, turbine s lopaticama i ventilatore. Mehanizmi svih ovih strojeva sastoje se od zupčaste letve i karike (rotora) koja se okreće u fiksnim ležajevima.
Složeniji polužni mehanizmi su mehanizmi koji se sastoje od četiri karike, tzv mehanizmi s četiri veze.
Na sl.1.2 prikazuje mehanizam šarnirske četverokrake, koja se sastoji od tri pomične karike 1, 2, 3 i jedne fiksne karike 4. Karika 1 spojen na stalak, može napraviti puni okret i naziva se ručica. Takav zglobni četverokraki, koji u svom sastavu ima jednu kurblu i jednu klackalicu, naziva se koljenasto-ljuljasti mehanizam, gdje se rotacijsko gibanje poluge pomoću klipnjače pretvara u ljuljanje klackalice. Ako su poluga i klipnjača ispružene u jednoj liniji, klackalica će zauzeti krajnji desni položaj, a kada se nalože jedna na drugu, zauzet će lijevi položaj.
Riža. 1.2 Zglobni mehanizam s četiri veze
Primjer takvog mehanizma je mehanizam prikazan u sl.1.3 , gdje je link 1 – ručica (ulazna veza), veza 2 - klipnjača, karika 3 - klackalica. Točka M S koja se giba duž krivulje opisuje putanju. Neke putanje mogu se reproducirati mehanizmima poluge teoretski točno, druge - približno, sa stupnjem točnosti dovoljnom za praksu.
Mehanizam koji se razmatra, nazvan simetrični Chebyshevljev mehanizam, često se koristi kao kružni mehanizam za vođenje, u kojem je AB = BC = BM = 1. Uz navedene odnose
Riža. 1.3 Crank-rocker mehanizam
točka M klipnjača AB opisuje putanju simetričnu u odnosu na os n - str . Kut nagiba osi simetrije prema liniji središta CO određen je izrazom: RMSO = π - Ω / 2. Dio putanje točke M je luk kružnice polumjera O 1 M, koji mogu se koristiti u mehanizmima sa zaustavljanjem izlazne veze.
Još jedan primjer četveroveze široko je rasprostranjen u tehnologiji klizni mehanizam (Riža. 1.4 ).
Riža. 1.4 Ručica-klizni mehanizam
U ovom mehanizmu, umjesto klackalice, ugrađen je klizač koji se kreće u fiksnoj vodilici. Ovaj koljenasti mehanizam koristi se u klipnim motorima, pumpama, kompresorima itd. Ako ekscentričnost e jednaka nuli, tada dobivamo centralni koljenasto-klizni mehanizam ili aksijalni. Na e nenulti koljenasto-klizni mehanizam naziva se necentralni ili deaksijalni. Ovdje se rotacija poluge OA kroz klipnjaču AB pretvara u recipročno gibanje klizača. Prirodno ekstremni položaji klizača , bit će kada su poluga i klipnjača u istoj liniji.
Ako u razmatranom mehanizmu fiksnu vodilicu zamijenimo pokretnom, koja se naziva kulisa, tada dobivamo klackalica s četiri karike s rocker stoneom. Primjer takvog mehanizma je klackalica blanje ( sl.1.5 ). Ručica 1 , rotirajući oko osi, kroz klackalicu 2 čini backstage 3 napravite pokret ljuljanja. U ovom slučaju, kamenčić se pomiče naprijed-nazad u odnosu na klackalicu.
Riža. 1.5 Mehanizam za ljuljanje s četiri karike
Krajnji položaji kulisa bit će s ručicom okomitom na nju. Lako je izgraditi takve položaje: nacrta se krug polumjera jednakog duljini koljena (putanja točke A), a tangente se povlače iz osi rotacije kulise.
Dakle, veze mogu napraviti progresivan , rotacijski ili komplicirano pokret.
1. Pokretno-klizni mehanizam.
a) središnji (slika 1);
b) izvan osi (dezoksi) (slika 2);
e - ekscentricitet
Riža. 2
1-ručica, jer karika čini potpuni okret oko svoje osi;
2-štap, koji nije spojen na stalak, čini ravni pokret;
3-klizač (klip), vrši translatorno kretanje;
1 - ručica;
2 - zakulisni kamen (rukav), zajedno sa zvijezdom 1, čini potpunu revoluciju oko A (w1 i w2 su isti), a također se kreće duž zvijezde 3, uzrokujući njezinu rotaciju;
3 - rocker (scena).
4.Hidraulički cilindar
(kinematički sličan klackajućem mehanizmu).
Tijekom procesa projektiranja, dizajner rješava dva problema:
· analiza(istražuje spreman mehanizam);
· sinteza(projektira se novi mehanizam prema traženim parametrima);
Strukturna analiza mehanizma.
Pojmovi o kinematičkim parovima i njihova klasifikacija.
Dvije međusobno čvrsto povezane veze tvore kinematički par. Svi kinematički parovi podliježu dvjema neovisnim klasifikacijama:
1. Parovi su viši ili niži:
a. Viši parovi su parovi u kojima se kontakt ostvaruje duž linije.
b. Donji parovi su parovi kod kojih se kontakt ostvaruje duž površine.
2. Svi parovi su podijeljeni u pet klasa, ovisno o broju veza nametnutih mobilnosti svake od karika. Broj stupnjeva slobode označen je s . Broj nametnutih veza je označen sa . U tom slučaju broj stupnjeva pokretljivosti može se odrediti formulom: .
a. Par prvog razreda: ; .
b. Par drugog razreda: ; .
c. Par trećeg razreda: ; .
d. Par četvrtog razreda: ; .
e. Par petog razreda: ; .
Primjeri klasifikacije parova:
Razmotrimo kinematički par "vijak-matica". Broj stupnjeva pokretljivosti ovog para je 1, a broj nametnutih veza je 5. Ovaj par će biti par pete klase, možete odabrati samo jednu vrstu kretanja za vijak ili maticu, a drugi pokret bit će prateći.
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 ravninama.
Ravni kinematički lanci- lanci, čije se karike kreću u jednoj ili paralelnim ravninama.
Pojmovi o stupnju pokretljivosti kinematičkih lanaca i mehanizama.
Broj veza koje slobodno lebde u prostoru označava se kao . Za veze se stupanj mobilnosti može odrediti formulom: . Od tih karika formiramo kinematički lanac, međusobno povezujući karike u parovima različitih klasa. Broj parova različitih klasa označava se s , 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 četvrtog razreda, koji ima , i ; - broj parova petog razreda, za koje , i . Stupanj pokretljivosti formiranog kinematičkog lanca može se odrediti po formuli: .
Iz kinematičkog lanca formiramo mehanizam. Jedna od glavnih značajki mehanizma je prisutnost stalka (kućišta, baze), oko kojeg se preostale veze pomiču pod djelovanjem vodeće veze (veze).
Stupanj pokretljivosti mehanizma obično se označava kao. Jednu od karika kinematičkog lanca pretvaramo u stalak, odnosno oduzimamo joj svih šest stupnjeva pokretljivosti, zatim: - formula Somov-Malyshev.
U ravnom sustavu najveći broj stupnjeva slobode je dva. Stoga se stupanj pokretljivosti ravnog kinetičkog lanca može odrediti sljedećom formulom: . Stupanj pokretljivosti ravnog mehanizma određen je Chebyshevljevom formulom: , gdje je broj pokretnih karika. Koristeći definiciju višeg i nižeg kinematičkog para, Chebyshevljeva formula se može napisati na sljedeći način: .
Primjer određivanja stupnja pokretljivosti:
Klasifikacija mehanizama
Broj vrsta i tipova mehanizama je u tisućama, pa je njihova klasifikacija neophodna za odabir jednog ili drugog mehanizma iz velikog broja postojećih, kao i za sintezu mehanizma.
Ne postoji univerzalna klasifikacija, ali su najčešće 3 vrste klasifikacije:
1) funkcionalni. Prema principu tehnološkog procesa mehanizmi se dijele na mehanizme: pokretanja reznog alata; napajanje, utovar, skidanje dijelova; prijevoz itd.;
2) strukturalne i konstruktivne. Omogućuje odvajanje mehanizama i prema značajkama dizajna i prema strukturnim načelima. Ova vrsta uključuje mehanizme: ručica-klizač; klackalica; poluga nazubljena; bregasta poluga itd.;
3) strukturalni. Jednostavan, racionalan, usko povezan s formiranjem mehanizma, njegovom strukturom, metodama kinematičke analize i analize sile, predložio je L.V. Assur 1916. a temelji se na principu konstruiranja mehanizma raslojavanjem (pričvršćivanjem) kinematičkih lanaca (u obliku strukturnih skupina) na početni mehanizam. Prema ovoj klasifikaciji, bilo koji mehanizam može se dobiti od jednostavnijeg pričvršćivanjem kinematičkih lanaca na potonji s brojem stupnjeva slobode W= 0, koje se nazivaju strukturne grupe, ili Assurove grupe.
Ministarstvo prometa Ruske Federacije
Federalna agencija za pomorski i riječni promet
Krimska grana
FGBOU VPO
"Državno pomorsko sveučilište nazvano po admirala F.F. Ušakova"
Katedra "Temeljne discipline"
Teorija mehanizama i strojeva
predmetni projekt
Ravni spoj
Objašnjenje
Projekt izradili: čl. gr. _
_____________________________
Voditelj projekta: prof. Burov V.S.
Sevastopolj 2012
1. Kinematička analiza ravnog polužnog mehanizma ..................................... ..................... 3
1.1. Konstrukcija pokreta u 12 položaja..................................................... ......... ................................... 3
1.2. Konstrukcija planova za trenutne brzine ............................................ ................................................. 4
1.3. Konstrukcija planova za trenutna ubrzanja ............................................ .............................................. 5
1.4. Konstrukcija dijagrama pomaka ................................................. .................... .............................. .......... 8
1.5. Izrada dijagrama brzine ................................................. ................ ................................. ............ 9
1.6. Izrada dijagrama ubrzanja ................................................. .................... .............................. ............... 9
2. Analiza sile ravnog polužnog mehanizma ..................................... ..................... 10
2.1. Određivanje opterećenja koja 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 sila grupe karika 2, 3............................................. . ............................................ 14
2.5. Proračun sile vodeće karike ............................................ ......................................................... .......... 15
2.6. Proračun sile vodeće karike po metodi Žukovskog..................................... .......... .............. 15
3. Sinteza zupčaničkog mehanizma ............................................ .... ................................................ ... ...... 16
3.1. Određivanje geometrijskih parametara zupčaničkog mehanizma......................................... ...... 16
3.2. Izrada plana linearnih brzina ............................................ .. ..................................... 19
3.3. Izrada plana kutnih brzina ................................................. .. ............................................ 20
4. Sinteza bregastog mehanizma ............................................ .... ................................................ ... .21
4.1. Crtanje analoga ubrzanja ................................................. .................... .............................. ... 21
4.2. Analogi brzine iscrtavanja ................................................. ................... .............................. .. 22
4.3. Crtanje analoga pomaka ................................................. ........................................ 22
4.4. Pronalaženje minimalnog početnog radijusa zupca .............................................. ................................. 22
4.5. Izrada profila cam ............................................. ................. ................................. ................ .. 23
Bibliografija................................................. ................................................ .. .................... 24
1. Kinematička analiza ravnog polužnog mehanizma.
dano:
Shema mehanizma s ravnom polugom.
Geometrijski parametri mehanizma:
l OA \u003d 125 mm;
l AB \u003d 325 mm;
l AC \u003d 150 mm;
Potrebno je izraditi mehanizam u 12 položaja, planove trenutnih brzina za svaki od tih položaja, planove trenutnih ubrzanja za bilo koja 2 položaja, kao i dijagrame pomaka, brzina i ubrzanja.
1.1 Konstrukcija 12 položaja ravnog polužnog mehanizma.
Nacrtaj kružnicu polumjera OA. Tada će faktor razmjera biti:
Odaberemo početni položaj mehanizma i od ove točke podijelimo krug na 12 jednakih dijelova. S dobivenim točkama spojimo središte kružnice (točku O). Ovo će biti 12 pozicija prve veze.
Kroz t. O povucimo horizontalnu ravnu liniju X-X. Zatim gradimo kružnice polumjera AB sa središtima u prethodno dobivenim točkama. Spojimo točke B 0, B 1, B 2, ..., B 12 (sjecište kružnica s linijom X-X) s točkama 0, 1, 2, ..., 12. Dobijemo 12 pozicija od druga poveznica.
Od t. O odgađamo prema gore segment b. Dobivamo točku O 1 . Iz nje polumjera O 1 D nacrtamo kružnicu.
Na odsječcima AB 0, AB 1, AB 2, ..., AB 12 od točke A odvojimo udaljenost jednaku AC. Dobivamo točke S 0 , S 1 , S 2 , …, S 12 . Kroz njih povlačimo lukove polumjera DC dok se ne sijeku s kružnicom sa središtem u točki O 1 . Spojimo točke C 0, C 1, C 2, ..., C 12 s primljenima. To će biti 12 pozicija treće veze.
Točke D 0, D 1, D 2, ..., D 12 spojene su na t. O 1. Dobivamo 12 pozicija četvrte veze.
Od najviše točke kružnice sa središtem u točki O1 odložimo horizontalni segment jednak a. Kroz njegov kraj nacrtamo okomitu liniju Y-Y. Nadalje, od točaka D 0 , D 1 , D 2 , ..., D 12 gradimo lukove polumjera DE do sjecišta s rezultirajućom ravnom linijom. Te točke povezujemo s novodobivenim. To će biti 12 pozicija pete veze.
Uzimajući u obzir faktor razmjera, dimenzije veza će biti:
AB \u003d l AB * \u003d 325 * 0,005 \u003d 1,625 m;
AC \u003d l AC * \u003d 150 * 0,005 \u003d 0,75 m;
CD= l CD * =220*0,005=1,1 m;
Otprilike 1 D \u003d l O1 D * \u003d 150 * 0,005 \u003d 0,75 m;
DE \u003d l DE * \u003d 200 * 0,005 \u003d 1 m;
a 1 \u003d a * \u003d 200 * 0,005 \u003d 1 m;
b 1 \u003d b * \u003d 200 * 0,005 \u003d 1 m.
1.2 Konstrukcija planova za trenutne brzine.
Postoje različite metode za izradu plana brzine mehanizma, od kojih je najčešća metoda vektorskih jednadžbi.
Brzine točaka O i O 1 jednake su nuli, stoga se na planu brzina poklapaju s polom plana brzina p.
Pozicija 0:
Ali brzina t.B poklapala se s polom p, stoga je V B = 0, što znači da će se i brzine svih ostalih točaka poklapati s polom i bit će jednake nuli.
Slično se konstruiraju planovi trenutnih brzina za pozicije 3, 6, 9, 12.
Pozicija 1:
Brzina t.A dobiva se iz jednadžbe:
Pravac djelovanja vektora brzine t.A okomit je na kariku OA, a sam je usmjeren u smjeru vrtnje karike.
Na planu trenutnih brzina gradimo segment (pa) ┴ OA, čija je duljina (pa) = 45 mm. Tada je faktor razmjera:
Brzina t.V dobiva se iz jednadžbi:
, gdje je V BA ┴ VA, i V BB0 ║X-X
Od t.a na planu brzine gradimo pravac ┴ do spojnice BC, a od t.r povlačimo vodoravni pravac. Na raskrižju dobivamo točku b. Spajamo t.a i t.b. To će biti vektor brzine t.B (V B).
VB = pb* = 0,04*15,3 = 0,612
Brzina t.C određena je pomoću teorema sličnosti i pravila za čitanje slova. Pravilo za čitanje slova je da redoslijed ispisivanja slova na planu brzina ili ubrzanja krute karike mora točno odgovarati redoslijedu ispisivanja slova na samoj karici.
Iz omjera:
Možete odrediti duljinu segmenta ac:
Od t.a odvojimo segment jednak 19,2 mm, dobijemo t.s, spojimo ga s polom, dobijemo vektor brzine t.C (V C).
Brzina t.D određena je rješavanjem sustava geometrijskih jednadžbi:
, gdje je V DC ┴ DC, i V DO 1 ┴ DO 1
Od t.c na brzinskom planu gradimo ravnu liniju ┴ do međukruga, a od t.r povlačimo ravnu liniju ┴ DO 1. Na raskrižju dobivamo točku d. Spojimo t.d sa polom, dobijemo vektor brzine t.D (V D).
V D \u003d pd * \u003d 0,04 * 37,4 \u003d 1,496
Iz rješenja sustava jednadžbi nalazimo i brzinu tj.
, gdje je V ED ┴ ED, a V EE 0 ║Y-Y
Od t.d na planu brzine gradimo ravnu liniju ┴ do veze DE, a od t.r povlačimo okomitu liniju. Na raskrižju dobivamo t.j. Spajamo t.a i t.b. To će biti vektor brzine t.B (V B).
V E \u003d pe * \u003d 0,04 * 34,7 \u003d 1,388
Slično se konstruiraju planovi trenutnih brzina za 2, 3, 4, 5, 7, 8, 10, 11 položaja mehanizma.
1.3 Izrada planova trenutačnog ubrzanja.
Ubrzanja točaka O i O 1 jednaka su nuli, stoga će se na planu ubrzanja poklapati s polom plana ubrzanja π.
Pozicija 0:
Ubrzanje točke A nalazi se:
Na planu trenutnih ubrzanja gradimo isječak πa ║ OA, njegove duljine (πa)=70 mm. Tada je faktor razmjera:
Smjer akceleracije t.B i t.A ║ pravac X-X, ┴ BA, dakle, akceleracija t.B će se poklapati s krajem trenutnog vektora akceleracije t.A, što znači da će se akceleracije svih ostalih točaka mehanizma poklapati s njim.
Izjava 7:
Ubrzanje točke A nalazi se:
Na planu trenutnih ubrzanja gradimo isječak πa ║ OA, njegove duljine (πa)=70 mm.
Ubrzanje točke B može se pronaći rješavanjem vektorske jednadžbe:
Od t.a odvajamo segment jednak 21 mm ║ AB, zatim od kraja dobivenog vektora gradimo segment ┴ AB i povlačimo vodoravnu liniju kroz pol. Povezivanjem tjeskobe raskrižja s polom dobivamo vektor akceleracije t.V.
Ubrzanje t.C nalazimo pomoću teorema sličnosti i pravila za čitanje slova:
Stoga
Ubrzanje točke D može se pronaći rješavanjem sustava vektorskih jednadžbi:
Od t.s izdvajamo segment jednak 14,5 mm ║ DC, zatim od kraja rezultirajućeg vektora gradimo segment ┴ DC.
Od t. π gradimo segment jednak 1,75 mm ║ O 1 D, zatim nacrtamo ravnu liniju ┴ O 1 D kroz kraj dobivenog vektora.
Ubrzanje točke E može se pronaći rješavanjem sustava vektorskih jednadžbi:
Smjer ubrzanja točke E ║ ED, pa povučemo horizontalnu ravnu crtu kroz pol, a od so-kraja vektora akceleracije t.D izgradimo segment jednak 1,4 mm ║ ED, zatim povučemo ravnu crtu ┴ ED od kraja rezultirajućeg vektora. Spajanjem sjecišta pravca ║ ED i pravca ┴ ED s polom dobivamo vektor ubrzanja točke E.
1.4 Konstrukcija dijagrama pomaka izlazne veze.
Dijagram pomaka izlazne veze dobiva se konstruiranjem segmenata koji su uzeti iz crteža ravnog polužnog mehanizma u 12 položaja, uzimajući u obzir faktor razmjera
1.5 Konstrukcija dijagrama brzine izlazne veze.
Brzinski dijagram izlazne veze dobiva se kao rezultat grafičkog diferenciranja inkrementalnom metodom dijagrama pomaka izlazne veze. Ova metoda je u biti metoda akorda. Ako se konstantna polna udaljenost H uzme jednako vrijednosti intervala Δt, tada nema potrebe provoditi zrake kroz pol P, budući da su u ovom slučaju segmenti h i inkrementi funkcije S(t) na intervalu Δt .
Odnosno, okomiti segment izgrađen je na dijagramu pomaka od prve podjele do sjecišta s grafikonom. Zatim se vodoravni segment polaže od točke presjeka dok se ne presijeca sa sljedećim odjeljenjem. Zatim se od dobivene točke ponovno polaže vertikalni segment dok se ne presijeca s grafom. To se ponavlja do kraja rasporeda. Rezultirajući segmenti izgrađeni su na dijagramu brzine, uzimajući u obzir faktor razmjera, ali ne od prvog podjele, već pola podjele ranije:
1.6 Konstrukcija dijagrama ubrzanja izlazne veze.
Konstruiran je slično dijagramu brzina izlazne veze mehanizma
2. Analiza sile ravnog polužnog mehanizma.
dano:
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 moment ravnoteže na ulaznom vratilu mehanizma.
2.1 Određivanje opterećenja koja djeluju na veze mehanizma.
Izračunajmo silu teže. Rezultante ovih sila nalaze se u središtima mase karika, a veličine su jednake:
G 1 \u003d m 1 * g \u003d m K * l OA * g = 25 * 0,125 * 10 \u003d 31,25 H
G 2 \u003d m 2 * g = m K * l B A * g \u003d 25 * 0,325 * 10 \u003d 81,25 H
G 3 \u003d m V * g \u003d 20 * 10 \u003d 200 N
G 4 \u003d m 4 * g = m K * l CD * g \u003d 25 * 0,22 * 10 \u003d 55 H
G 5 \u003d m 5 * g = m K * l O 1D * g \u003d 25 * 0,15 * 10 \u003d 37,5 H
G 6 \u003d m 6 * g = m K * l DE * g \u003d 25 * 0,2 * 10 \u003d 50 H
G 7 \u003d m 7 * g \u003d 15 * 10 \u003d 150 H
Nađimo silu korisnog otpora prema dijagramu sila korisnog otpora. Za razmatrani položaj mehanizma ta je sila jednaka nuli.
Nema podataka za proračun sila štetnog otpora, pa ih ne uzimamo u obzir.
Za određivanje inercijskih opterećenja potrebna su ubrzanja karika i nekih točaka, pa ćemo koristiti plan ubrzanja za razmatrani položaj mehanizma.
Odredimo sile tromosti karika. Vodeća karika je u pravilu uravnotežena, odnosno njezino središte mase leži na osi rotacije, a rezultanta sila tromosti jednaka je nuli. Da bismo odredili sile tromosti ostalih karika mehanizma, najprije odredimo ubrzanja njihovih centara mase:
i S2 \u003d * πS 2 \u003d 0,4 * 58,5 \u003d 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 / s 2
i D \u003d * πd \u003d 0,4 * 78,8 \u003d 31,52 m / s 2
i S6 \u003d * πS 6 \u003d 0,4 * 76,1 \u003d 30,44 m / s 2
i E \u003d * πe \u003d 0,4 * 74,5 \u003d 29,8 m / s 2
Sada definirajmo sile inercije:
F I2 \u003d m 2 * a S2 \u003d 8,125 * 23,4 \u003d 190 H
F I3 \u003d m 3 * a B \u003d 20 * 25,96 \u003d 519 H
F I4 \u003d m 4 * a S4 \u003d 5,5 * 26,28 \u003d 145 H
F I6 \u003d m 6 * a S6 \u003d 5 * 30,44 \u003d 152 H
F I7 \u003d m 7 * a E \u003d 15 * 29,8 \u003d 447 H
Da bi se odredili momenti tromih sila, potrebno je pronaći momente tromosti masa karika i njihova kutna ubrzanja. Za veze 3 i 7 mase su koncentrirane u točkama, za vezu 1, a kutna akceleracija je nula, pa su momenti tromih sila ove veze jednaki nuli.
Pretpostavimo da je raspodjela mase karika 2, 4 i 6 jednolika duž njihove duljine. Tada je tromost karika u odnosu na točke S i jednaka:
J S 2 \u003d m 2 * l 2 2 / 12 \u003d 8,125 * 0,325 2 / 12 \u003d 0,0715 kg * m 2
J S 4 \u003d m 4 * l 4 2 / 12 \u003d 5,5 * 0,22 2 / 12 \u003d 0,0222 kg * m 2
J S 6 \u003d m 6 * l 6 2 / 12 \u003d 5 * 0,2 2 / 12 \u003d 0,0167 kg * m 2
Kutna ubrzanja karika 2, 4, 5 i 6 određena su relativnim tangencijalnim ubrzanjima, dakle:
Nađimo momente inercijskih sila 2, 4, 6 karika:
M I2 \u003d J S 2 * \u003d 0,0715 * 82,22 \u003d 5,88 Nm
M I4 \u003d J S 4 * \u003d 0,0222 * 42,73 \u003d 0,95 Nm
M I6 \u003d J S 4 * \u003d 0,0167 * 35,6 \u003d 0,59 Nm
2.2 Proračun sile grupe karika 6, 7.
Izaberimo grupu karika 6, 7 iz mehanizma, posložimo sva realna opterećenja i sile te momente sila tromosti.
Zamijenimo djelovanje na razmatranu skupinu ispuštenih karika silama. U tj. Na klizač 7 djeluje sila sa strane letve - vodilice klizača. U nedostatku trenja, sila međudjelovanja je usmjerena okomito na dodirne površine, odnosno okomito na smjer kretanja klizača, a još nije poznato lijevo ili desno, stoga ćemo tu silu prvo usmjeriti na pravo. Ako se nakon izračuna ispostavi da je negativan, tada je potrebno promijeniti smjer u suprotno.
U indeks oznake stavljaju se dva broja: prvi pokazuje iz koje karike sila djeluje, a drugi pokazuje na koju kariku ta sila djeluje.
U točki D od veze 5, na vezu 6 djeluje sila R 56 . Ni veličina ni smjer te sile nisu poznati, stoga je određujemo dvjema komponentama: jednu usmjerimo duž karika i zovemo je normalna komponenta, a drugu okomito na kariku i zovemo je tangencijalna komponenta. preliminarni smjer ovih komponenti odabire se proizvoljno, a stvarni smjer određuje predznak sile nakon izračuna.
Na klizač E također djeluje sila korisnog otpora, ali je jednaka nuli.
Postavimo sve navedene sile na odabranu skupinu karika i odredimo nepoznate reakcije u kinematičkim parovima E, D - R E i R 56 .
Najprije odredimo tangencijalnu komponentu sile R 56 iz uvjeta ravnoteže veze 6. Izjednačujući zbroj momenata sila u odnosu na točku E na nulu, dobivamo:
Moment tromih sila potrebno je podijeliti s jer su karike prikazane u mjerilu, au proračunima se koriste njihove vrijednosti preuzete s crteža.
Normalna komponenta sile R 56 i sile R E nalaze se grafičkom metodom iz vektorskog poligona konstruiranog za skupinu veza 6, 7. Poznato je da u ravnoteži sila poligon sastavljen od vektora sila mora biti zatvoren. :
Budući da su poznati smjerovi pravaca djelovanja normalne komponente sile R 56 i RE E, tada se konstruiranjem prethodno otvorenog poligona od poznatih vektora sila on može zatvoriti ako povučemo ravne crte kroz početak prve i kraj posljednjeg vektora, paralelan sa smjerovima željenih sila. Točka sjecišta ovih linija odredit će veličinu željenih vektora i njihove stvarne smjerove.
Iz konstrukcija je vidljivo da je smjer sile R 76 od n prema m, a sile R 67 od m prema n.
R 56 \u003d * \u003d 1/4 * 209,7 \u003d 52,43 N
R E \u003d * \u003d 1/4 * 69,3 \u003d 17,33 N
2.3 Proračun sila grupe karika 5.4.
Izaberimo grupu karika 4, 5 iz mehanizma, posložimo sva stvarna opterećenja i sile i momente sila tromosti, reakcije odbačenih karika. U točki D djeluje sila R 65 koja je jednaka R 56 i usmjerena je suprotno od nje.
Nepoznanice su: sila međudjelovanja 4 i 2 karike, sila međudjelovanja 5 karika i regala.
U točki C iz veze 2, na vezu 4 djeluje sila R 24 . Ni veličina ni smjer te sile nisu poznati, stoga je određujemo dvjema komponentama: jednu usmjerimo duž karika i zovemo je normalna komponenta, a drugu okomito na kariku i zovemo je tangencijalna komponenta. preliminarni smjer ovih komponenti odabire se proizvoljno, a stvarni smjer određuje predznak sile nakon izračuna.
Najprije odredimo tangencijalnu komponentu sile R 24 iz uvjeta ravnoteže karike 4. Izjednačavanjem zbroja momenata sila oko točke D na nulu dobivamo:
Normalna komponenta sile R 24 i sile R O 1 nalaze se grafičkom metodom iz vektorskog poligona konstruiranog za skupinu veza 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 * \u003d 1 * 26,6 \u003d 26,6 N
R O 1 \u003d * \u003d 1 * 276,6 \u003d 276,6 N
2.4 Proračun sile grupe karika 2, 3.
Izaberimo grupu karika 2, 3 iz mehanizma, posložimo sva stvarna opterećenja i sile i momente sila tromosti, reakcije ispuštenih karika. U točki C djeluje sila R 24 koja je jednaka R 24 i usmjerena je suprotno od nje.
Nepoznanice su: sila međudjelovanja 1 i 2 karike, sila međudjelovanja 2 karike i klizač.
U točki C iz veze 1, na vezu 2 djeluje sila R 12 . Ni veličina ni smjer te sile nisu poznati, stoga je određujemo dvjema komponentama: jednu usmjerimo duž karika i zovemo je normalna komponenta, a drugu okomito na kariku i zovemo je tangencijalna komponenta. preliminarni smjer ovih komponenti odabire se proizvoljno, a stvarni smjer određuje predznak sile nakon izračuna.
Najprije odredimo tangencijalnu komponentu sile R 12 iz uvjeta ravnoteže veze 2. Izjednačavanjem zbroja momenata sila u odnosu na točku A s nulom dobivamo:
Normalna komponenta sile R 12 i sile R B nalaze se grafičkom metodom iz vektorskog poligona konstruiranog za skupinu veza 2, 3. Poznato je da ravnotežom sila poligon sastavljen od vektora sila mora biti zatvoren. :
Budući da su poznati smjerovi pravaca djelovanja normalne komponente sile R 24 i R O 1, tada se konstruiranjem prethodno otvorenog poligona od poznatih vektora sila on može zatvoriti ako povučemo ravne crte kroz početak prvog poligona. a kraj zadnjeg vektora, paralelan sa pravcima željenih sila. Točka sjecišta 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 \u003d 188,9 N
R B \u003d * \u003d 1/2 * 55,4 \u003d 27,7 N
2.5 Proračun snage vodeće karike.
Vodeća karika je obično uravnotežena, odnosno središte mase joj je na osi rotacije. To zahtijeva da inercijska sila protuutega postavljenog na nastavak poluge OA bude jednaka inercijskoj sili OA veze:
m \u003d M 1 / l OA \u003d 3,125 / 0,125 \u003d 25 kg - masa po jedinici duljine.
Odavde je moguće odrediti masu protuutega m 1 , s obzirom na njegovu udaljenost r 1 od osi rotacije. Pri r 1 = 0,5 * l m 1 = M 1 (masa OA veze).
U točki A na kariku 1 iz karike 2 djeluje sila R 21 čiji je moment u odnosu na točku O jednak momentu ravnoteže.
U tom slučaju u točki O dolazi do reakcije R O koja je jednaka i suprotna sili R 21 . Ako je gravitacijska sila veze razmjerna sili R 21, tada se mora uzeti u obzir pri određivanju reakcije oslonca O, koja se može dobiti iz vektorske jednadžbe:
2.6 Proračun snage vodeće veze metodom Žukovskog.
Planu trenutnih brzina mehanizma, zakrenutog za 90 0 u smjeru vrtnje, primijenimo sve sile koje djeluju na mehanizam, te sastavimo jednadžbu za momente djelujućih sila u odnosu na pol.
Odgovori na ispitna pitanja na TMM-u
Moskovsko državno sveučilište
Inženjerska ekologija
Teorija strojeva i mehanizama (TMM)
Ispitna pitanja
za studijske grupe dnevnog odjela.
1. Građa mehanizama
1.1. Stroj i mehanizam. Podjela mehanizama prema funkcionalnim i konstrukcijsko-konstruktivnim značajkama.
ODGOVOR: Prema definiciji akademika Artobolevskog:
Automobil- postoje naprave koje je stvorio čovjek 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- sustav tijela namijenjen za pretvaranje gibanja jednog ili više tijela u potrebno gibanje drugih krutih tijela. Ako su tekuća ili plinovita tijela uključena u transformaciju gibanja, tada se mehanizam naziva hidraulički ili pneumatski. Obično mehanizam ima jednu ulaznu vezu koja prima kretanje od motora i jednu izlaznu vezu povezanu s radnim tijelom ili pokazivačem instrumenta. Mehanizmi su ravni i prostorni.
Podjela strojeva prema funkcionalnoj namjeni:
Energetika (motori, generatori).
Radnici (prometni, tehnološki).
Informacija (kontrola i upravljanje, matematika).
kibernetička.
Strojevi se sastoje od mehanizama.
Prema funkcionalnoj klasifikaciji postoje:
Mehanizmi motora i pretvarača;
Izvršni mehanizmi;
prijenosni mehanizmi;
Mehanizmi kontrole, regulacije, prilagodbe;
Mehanizmi za hranjenje, hranjenje, sortiranje;
Mehanizmi za brojanje, vaganje, pakiranje.
Postoji mnogo toga zajedničkog u pogledu strukture i metodologije za izračunavanje njihovih mehaničkih parametara.
Konstruktivno-konstruktivna klasifikacija:
Mehanizmi poluge;
bregasti mehanizmi;
Mehanizmi zupčanika (sastoje se od zupčanika);
Kombinirano.
1.2. Mehanizmi poluge. Prednosti i nedostatci. Primjena u tehničkim uređajima.
ODGOVOR: Polužni mehanizmi sastoje se od tijela izrađenih u obliku poluga, šipki. Ove šipke ili poluge međusobno djeluju jedna na drugu duž površine. Stoga su mehanizmi poluge sposobni percipirati i prenijeti značajne sile.
Koriste se kao glavni tehnološki uređaji. Međutim, reprodukcija traženog zakona gibanja takvim mehanizmima vrlo je ograničena.
1.3. Bregasti mehanizmi. Vrste bregastih mehanizama. Prednosti i nedostatci. Glavna svrha.
ODGOVOR: Bregasti mehanizam sastoji se od zakrivljenog tijela, čija priroda kretanja određuje kretanje cijelog mehanizma. Glavna prednost je u tome što se, bez mijenjanja broja karika, bilo koji zakon gibanja može reproducirati promjenom profila brijega. Ali u bregastom mehanizmu postoje veze koje se dodiruju u točki ili duž linije, što značajno ograničava količinu prenesene sile zbog pojave vrlo visokih specifičnih pritisaka. Stoga se bregasti mehanizmi uglavnom koriste kao sredstvo automatizacije tehnološkog procesa, pri čemu bregasti ima ulogu tvrdog nositelja programa.
1.4. zupčasti mehanizmi. Vrste prijenosnih mehanizama. Glavna svrha.
ODGOVOR: mehanizam zupčanika naziva se mehanizam koji uključuje zupčanike (tijelo koje ima zatvoreni sustav izbočina ili zuba).
Mehanizmi zupčanika uglavnom se koriste za prijenos rotacijskog gibanja uz promjenu, ako je potrebno, veličine i smjera kutne brzine.
Prijenos gibanja u ovim mehanizmima provodi se zbog bočnog pritiska posebno profiliranih zuba. Da bi se reproducirao zadani omjer kutnih brzina, profili zuba moraju se međusobno savijati, odnosno profil zuba jednog kotača mora odgovarati dobro definiranom profilu zuba drugog kotača. Profili zuba mogu se ocrtavati raznim krivuljama, ali najčešći su mehanizmi sa evolventnim profilom zuba, odnosno sa evolventno ocrtanim zubom.
Za reprodukciju konstantnog omjera kutnih brzina koriste se mehanizmi s okruglim zupčanicima.
Postoje ravni i prostorni mehanizmi. Kod ravnog mehanizma osi su paralelne, a kod prostornog se sijeku ili križaju. U ravnom mehanizmu kotači imaju cilindrični oblik, u prostornom su stožasti (ako se osi sijeku).
Vrlo raznoliko. Neki od njih su kombinacija samo čvrstih tijela, drugi su sastavljeni od hidrauličkih, pneumatskih tijela ili električnih, magnetskih i drugih uređaja. Prema tome, takvi se mehanizmi nazivaju hidraulički, pneumatski, električni itd.
S gledišta njihove funkcionalne namjene, mehanizmi se obično dijele na sljedeće vrste:
Mehanizmi motora pretvaraju razne vrste energije u mehanički rad (npr. mehanizmi motora s unutarnjim izgaranjem, parnih strojeva, elektromotora, turbina itd.).
Mehanizmi pretvarača (generatora) pretvaraju mehanički rad u druge vrste energije (na primjer, mehanizmi pumpi, kompresora, hidrauličkih pogona itd.).
Prijenosni mehanizam (pogon) ima za zadatak prijenos kretanja s motora na tehnološki stroj ili pogon, pretvarajući to kretanje u potrebno za rad tog tehnološkog stroja ili pogona.
Aktuator je mehanizam koji izravno utječe na okolinu ili objekt koji se obrađuje. Njegova je zadaća mijenjanje oblika, stanja, položaja i svojstava obrađenog medija ili predmeta (primjerice, mehanizmi strojeva za obradu metala, preša, transportera, valjaonica, bagera, dizalica itd.).
Kontrolni, nadzorni i regulacijski mehanizmi su različiti mehanizmi i uređaji za osiguranje i kontrolu dimenzija obrađenih predmeta (npr. mjerni mehanizmi za kontrolu veličina, tlaka, razine tekućine; regulatori koji reagiraju na odstupanje kutne brzine glavne osovine stroj i namjestite određenu brzinu ove osovine; mehanizam koji regulira konstantnost udaljenosti između valjaka valjaonice itd.).
Mehanizmi za opskrbu transporta, dopremanja i razvrstavanja obrađenih medija i predmeta uključuju mehanizme za pužne pužnice, strugače i korpaste elevatore za transport i dopremu rasutih materijala, mehanizme za utovar lijevka za komade, mehanizme za razvrstavanje gotovih proizvoda po veličini, težini, konfiguraciji, itd.
Mehanizmi za automatsko brojanje, vaganje i pakiranje gotovih proizvoda koriste se u mnogim strojevima, uglavnom za proizvodnju masovnih komada proizvoda. Mora se imati na umu da ovi mehanizmi također mogu biti pokretači ako su uključeni u posebne strojeve namijenjene 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 u teoriji mehanizama i strojeva izdvajaju mehanizmi koji imaju zajedničke metode za svoju sintezu i analizu rada, bez obzira na njihovu funkcionalnu namjenu. S ove točke gledišta razlikuju se sljedeće vrste mehanizama.
