Rodzaje urządzeń mocujących i ich obliczanie. Podręczniki inżynierii mechanicznej Mechanizmy krzywkowe. Rodzaje mechanizmów krzywkowych. Zalety i wady. Główny cel
FEDERALNA AGENCJA EDUKACJI FEDERACJI ROSYJSKIEJ
PAŃSTWOWA INSTYTUCJA EDUKACYJNA WYŻSZEGO SZKOLNICTWA ZAWODOWEGO
„Państwowy Uniwersytet Nafty i Gazu w Tiumeniu”
INSTYTUT TRANSPORTU
Krzesło Części maszyny
PRZEGLĄD GŁÓWNYCH TYPÓW MECHANIZMÓW
INSTRUKCJE METODOLOGICZNE
Do szkolenie praktyczne Przez Teorie mechanizmów i maszyn dla studentów specjalności NR-130503 PST-130501 NB-130504 01, MSO-190207
stacjonarne i niestacjonarne formy kształcenia w pełnym i obniżonym wymiarze godzin
Tiumeń 2007
Zatwierdzone przez Radę Redakcyjną i Wydawniczą
Państwowy Uniwersytet Nafty i Gazu w Tiumeniu
Opracował: profesor nadzwyczajny, dr hab. Zabanow Michaił Pietrowicz
profesor, d.t.s. Babiczow Dmitrij Tichonowicz
asystent, Pankov Dmitrij Nikołajewicz
© Państwowa uczelnia wyższa zawodowa
„Państwowy Uniwersytet Nafty i Gazu w Tiumeniu”
W trakcie lekcji należy zapoznać się z głównymi grupami i rodzajami mechanizmów, ich obrazami graficznymi. Naucz się przedstawiać prawdziwy mechanizm w formie diagramu.
Raport musi przedstawiać i opisywać klasyczne typy mechanizmów.
Inżynieria mechaniczna jest wiodącą gałęzią nowoczesnych technologii. Postęp inżynierii mechanicznej determinowany jest tworzeniem nowych, wydajnych i niezawodnych maszyn. Rozwiązanie tego najważniejszego problemu opiera się na kompleksowym wykorzystaniu wyników wielu dyscyplin naukowych, a przede wszystkim teorii mechanizmów i maszyn.
Wraz z rozwojem maszyn zmieniła się treść terminu „maszyna”. Dla nowoczesnych maszyn podajemy następującą definicję: Maszyna to urządzenie stworzone przez człowieka w celu przetwarzania energii, materiałów i informacji w celu ułatwienia pracy fizycznej i umysłowej, zwiększenia jej produktywności oraz częściowego lub całkowitego zastąpienia osoby w jej funkcjach pracy i fizjologii.
Ze względu na funkcje pełnione przez maszyny dzieli się je na następujące klasy:
1) Maszyny energetyczne
2) Pojazdy transportowe
3) Maszyny technologiczne
4) Sterowanie i sterowanie maszynami
5) Maszyny logiczne
6) Maszyny cybernetyczne
Definicja terminu „mechanizm” była wielokrotnie zmieniana w miarę pojawiania się nowych mechanizmów.
Mechanizm to układ ciał zaprojektowany w celu przekształcania ruchu jednego lub większej liczby ciał sztywnych w wymagane ruchy innych ciał. Jeżeli oprócz ciał stałych w przemianie ruchu biorą udział ciała płynne lub gazowe, wówczas mechanizm nazywa się odpowiednio hydraulicznym lub pneumatycznym. Pod względem funkcjonalności mechanizmy dzielą się na następujące typy:
1) Mechanizmy silników i przekształtników
2) Koła zębate
3) Siłowniki
4) Mechanizmy zarządzania, kontroli i regulacji
5) Mechanizmy podawania, transportu i sortowania przetworzonych produktów i przedmiotów
6) Mechanizmy automatycznego liczenia, ważenia i pakowania wyrobów gotowych
Główną cechą mechanizmu jest transformacja ruchu mechanicznego. Mechanizm jest częścią wielu maszyn, ponieważ transformacja energii, materiałów i informacji zwykle wymaga transformacji ruchu otrzymanego z silnika. Nie da się zrównać pojęć „maszyna” i „mechanizm”. Po pierwsze, oprócz mechanizmów w maszynie, zawsze znajdują się dodatkowe urządzenia związane ze sterowaniem mechanizmami. Po drugie, istnieją maszyny, w których nie ma mechanizmów. Przykładowo w ostatnich latach powstały maszyny technologiczne, w których każdy korpus wykonawczy napędzany jest indywidualnym silnikiem elektrycznym lub hydraulicznym.
Opisując mechanizmy, podzielono je na odrębne grupy ze względu na ich konstrukcję (dźwignia, krzywka, tarcie, przekładnia itp.)
Mechanizmy powstają poprzez kolejne dołączenia ogniw do mechanizmu wyjściowego.
LINK - jedna lub więcej części trwale połączonych ze sobą, wchodzących w skład mechanizmu i poruszających się jako jedna.
ŁĄCZE WEJŚCIOWE - łącze, do którego raportowany jest ruch, który jest przetwarzany przez mechanizm na wymagane ruchy innych łączy. Łącze wejściowe jest podłączone do silnika lub do łącza wyjściowego innego mechanizmu.
LINK WYJŚCIOWY - ogniwo wykonujące ruch, do którego przeznaczony jest mechanizm. Łącze wyjściowe jest podłączone do urządzenia uruchamiającego (korpusu roboczego, wskaźnika instrumentu) lub do łącza wejściowego innego mechanizmu.
Ogniwa połączone są ze sobą ruchomo za pomocą par kinematycznych: obrotowej (przegubowej) i translacyjnej (suwak).
TRAJEKTORIA zwrotnica(link) - linia ruchu punktu na płaszczyźnie. Może to być linia prosta lub krzywa.
POWIĄZANIA
Mechanizmy dźwigniowe to mechanizmy zawierające sztywne ogniwa połączone ze sobą parami kinematycznymi obrotowymi i translacyjnymi. Najprostszym mechanizmem dźwigniowym jest mechanizm dwuogniwowy, składający się ze stałego stojaka łączącego 2 (Ryc.1.1 ) i ruchomą dźwignię 1 , który ma możliwość obracania się wokół ustalonej osi (zwykle jest to mechanizm początkowy).
Ryc.1.1 Połączenie dwóch linków
DO dwuwahaczowe mechanizmy dźwigniowe obejmują mechanizmy wielu maszyn wirujących: silników elektrycznych, turbin łopatkowych i wentylatorów. Mechanizmy wszystkich tych maszyn składają się z zębatki i ogniwa (wirnika) obracającego się w stałych łożyskach.
Bardziej złożone mechanizmy dźwigniowe to mechanizmy składające się z czterech ogniw, tzw mechanizmy czteroogniwowe.
NA Ryc.1.2 pokazuje mechanizm czteroogniwowego przegubowego, składającego się z trzech ogniw ruchomych 1, 2, 3 i jednego ogniwa stałego 4. Ogniwo 1 podłączony do zębatki, może wykonać pełny obrót i nazywany jest korbą. Nazywa się taki przegubowy czterowahaczowy, który ma w swoim składzie jedną korbę i jeden wahacz mechanizm korbowo-wahaczowy, gdzie ruch obrotowy korby za pomocą korbowodu zamieniany jest na ruch wahadłowy wahacza. Jeśli korba i korbowód zostaną rozciągnięte w jednej linii, wahacz zajmie skrajnie prawą pozycję, a po nałożeniu na siebie zajmie lewą pozycję.
Ryż. 1.2 Mechanizm czteroprzegubowy na zawiasach
Przykładem takiego mechanizmu jest mechanizm pokazany na rys Ryc.1.3 , gdzie jest link 1 – korba (ogniwo wejściowe), łącznik 2 - korbowód, łącznik 3 - rocker. Punkt M S poruszający się po krzywej opisuje trajektorię. Niektóre trajektorie można odtworzyć za pomocą mechanizmów dźwigniowych teoretycznie dokładnie, inne - w przybliżeniu, z dokładnością wystarczającą do praktyki.
Rozważany mechanizm, zwany symetrycznym mechanizmem Czebyszewa, jest często stosowany jako kołowy mechanizm prowadzący, w którym AB = BC = BM = 1. Przy wskazanych zależnościach
Ryż. 1.3 Mechanizm korbowo-wahaczowy
kropka M korbowód AB opisuje trajektorię symetryczną względem osi n - s . Kąt nachylenia osi symetrii do linii środków CO jest określony przez: РМСО = π - Ω / 2. Częścią trajektorii punktu M jest łuk koła o promieniu O 1 M, który można zastosować w mechanizmach z zatrzymaniem łącza wyjściowego.
Innym przykładem czteroogniw jest szeroko rozpowszechniony w technologii mechanizm suwakowo-korbowy (Ryż. 1.4 ).
Ryż. 1.4 Mechanizm korbowo-suwakowy
W tym mechanizmie zamiast wahacza zamontowany jest suwak poruszający się w stałej prowadnicy. Ten mechanizm korbowy jest stosowany w silnikach tłokowych, pompach, sprężarkach itp. Jeśli ekscentryczność mi jest równa zeru, wówczas otrzymujemy mechanizm korbowo-suwakowy centralny lub osiowy. Na mi niezerowy mechanizm korbowo-suwakowy nazywany jest niecentralnym lub deosiowym. Tutaj obrót korby OA przez korbowód AB przekształca się w ruch posuwisto-zwrotny suwaka. Naturalnie skrajne położenia suwaka , będzie wtedy, gdy korba i korbowód znajdą się w jednej linii.
Jeśli w rozpatrywanym mechanizmie zastąpimy stałą prowadnicę ruchomą, którą nazywamy kulisami, to otrzymamy czterowahaczowy mechanizm wahadłowy z kamieniem rockowym. Przykładem takiego mechanizmu jest mechanizm wahadłowy strugarki ( Ryc.1.5 ). Korba 1 , obracając się wokół osi, przez wahacz 2 robi za kulisami 3 wykonaj ruch wahadłowy. W tym przypadku kamień wahacza porusza się w przód i w tył względem wahacza.
Ryż. 1,5 Mechanizm kołyskowy z czterema ogniwami
Skrajne pozycje za kulisami będą z korbą prostopadłą do niej. Łatwo jest zbudować takie pozycje: rysuje się okrąg o promieniu równym długości korby (trajektoria punktu A), a styczne są rysowane od osi obrotu kulis.
W ten sposób linki mogą tworzyć progresywny , rotacyjny Lub złożony ruch.
1. Mechanizm korbowo-suwakowy.
a) centralny (ryc. 1);
b) poza osią (deoksy) (ryc. 2);
e - ekscentryczność
Ryż. 2
1-korba, ponieważ ogniwo wykonuje pełny obrót wokół własnej osi;
2-prętowy, niepodłączony do zębatki, wykonuje ruch płaski;
3-suwak (tłok), wykonuje ruch postępowy;
1 - korba;
2 - kamień za kulisami (rękaw) wraz z gwiazdą 1 wykonuje pełny obrót wokół A (w1 i w2 są takie same), a także porusza się wzdłuż gwiazdy 3, powodując jej obrót;
3 - rocker (scena).
4. Siłownik hydrauliczny
(kinematycznie podobny do mechanizmu wahadłowego).
W procesie projektowania projektant rozwiązuje dwa problemy:
· analiza(bada gotowy mechanizm);
· synteza(projektowany jest nowy mechanizm według wymaganych parametrów);
Analiza strukturalna mechanizmu.
Pojęcia dotyczące par kinematycznych i ich klasyfikacja.
Dwa ogniwa trwale ze sobą połączone tworzą parę kinematyczną. Wszystkie pary kinematyczne podlegają dwóm niezależnym klasyfikacjom:
1. Pary są wyższe lub niższe:
A. Pary wyższe to pary, w których kontakt następuje wzdłuż linii.
B. Pary dolne to pary, w których kontakt następuje wzdłuż powierzchni.
2. Wszystkie pary dzielą się na pięć klas, w zależności od liczby wiązań nałożonych na ruchliwość każdego z ogniw. Liczbę stopni swobody oznacza się przez . Liczba narzuconych połączeń jest oznaczona przez . W takim przypadku liczbę stopni ruchomości można określić ze wzoru: .
A. Para pierwsza klasa: ; .
B. Para drugiej klasy: ; .
C. Para klasy trzeciej: ; .
D. Para z czwartej klasy: ; .
mi. Para z piątej klasy: ; .
Przykłady klasyfikacji par:
Rozważ parę kinematyczną „śruba-nakrętka”. Liczba stopni ruchomości tej pary wynosi 1, a liczba nałożonych wiązań wynosi 5. Para ta będzie parą piątej klasy, można wybrać tylko jeden rodzaj ruchu dla śruby lub nakrętki, a drugi ruch będzie towarzyszyć.
Łańcuch kinematyczny– ogniwa połączone parami kinematycznymi różnych klas.
Łańcuchy kinematyczne są przestrzenne i płaskie.
Przestrzenne łańcuchy kinematyczne- łańcuchy, których ogniwa poruszają się w różnych płaszczyznach.
Płaskie łańcuchy kinematyczne- łańcuchy, których ogniwa poruszają się w jednej lub równoległych płaszczyznach.
Pojęcia dotyczące stopnia ruchliwości łańcuchów i mechanizmów kinematycznych.
Liczbę ogniw swobodnie unoszących się w przestrzeni oznaczamy jako . W przypadku łączy stopień ruchomości można określić ze wzoru: . Z tych ogniw tworzymy łańcuch kinematyczny, łącząc ogniwa ze sobą parami różnych klas. Liczbę par różnych klas oznaczamy przez , gdzie jest klasą, czyli: jest liczbą par pierwszej klasy, która ma , i ; - liczba par drugiej klasy, która ma , i ; - liczba par trzeciej klasy, która ma , i ; - liczba par czwartej klasy, która ma , i ; - liczba par piątej klasy, dla których , i . Stopień ruchliwości utworzonego łańcucha kinematycznego można określić ze wzoru: .
Tworzymy mechanizm z łańcucha kinematycznego. Jedną z głównych cech mechanizmu jest obecność stojaka (obudowy, podstawy), wokół którego poruszają się pozostałe ogniwa pod działaniem łącznika wiodącego (ogniwa).
Stopień mobilności mechanizmu jest zwykle oznaczany jako. Zamieniamy jedno z ogniw łańcucha kinematycznego w zębatkę, to znaczy odbieramy mu wszystkie sześć stopni mobilności, a następnie: - wzór Somowa-Małyszewa.
W układzie płaskim maksymalna liczba stopni swobody wynosi dwa. Dlatego stopień ruchliwości płaskiego łańcucha kinetycznego można określić za pomocą następującego wzoru: . Stopień ruchomości płaskiego mechanizmu określa wzór Czebyszewa: , gdzie jest liczbą ruchomych ogniw. Korzystając z definicji wyższej i dolnej pary kinematycznej, wzór Czebyszewa można zapisać w następujący sposób: .
Przykład określenia stopnia mobilności:
Klasyfikacja mechanizmów
Liczba typów i typów mechanizmów jest liczona w tysiącach, dlatego ich klasyfikacja jest konieczna, aby wybrać ten lub inny mechanizm z dużej liczby istniejących, a także zsyntetyzować mechanizm.
Nie ma uniwersalnej klasyfikacji, ale najczęściej spotykane są 3 rodzaje klasyfikacji:
1) funkcjonalny. Zgodnie z zasadą procesu technologicznego mechanizmy dzielą się na mechanizmy: wprawianie w ruch narzędzia tnącego; zasilanie, załadunek, demontaż części; transport itp.;
2) strukturalne i konstruktywne. Zapewnia rozdzielenie mechanizmów zarówno według cech konstrukcyjnych, jak i zasad konstrukcyjnych. Ten typ obejmuje mechanizmy: korba-suwak; biegun; zębaty dźwigniowy; dźwignia krzywkowa itp.;
3) strukturalny. Prosty, racjonalny, ściśle związany z tworzeniem mechanizmu, jego strukturą, metodami analizy kinematycznej i siły, zaproponował L.V. Assur w 1916 roku i opiera się na zasadzie konstruowania mechanizmu poprzez nakładanie (dołączanie) łańcuchów kinematycznych (w postaci grup strukturalnych) do mechanizmu wyjściowego. Zgodnie z tą klasyfikacją dowolny mechanizm można uzyskać z prostszego mechanizmu, dołączając do niego łańcuchy kinematyczne z liczbą stopni swobody W= 0, które nazywane są grupami strukturalnymi lub grupami Assur.
Ministerstwo Transportu Federacji Rosyjskiej
Federalna Agencja Transportu Morskiego i Rzecznego
Oddział krymski
FGBOU VPO
„Państwowy Uniwersytet Morski im. Admirała F.F. Uszakowa”
Katedra „Podstawowe dyscypliny”
Teoria mechanizmów i maszyn
projekt kursu
Połączenie płaskie
Notatka wyjaśniająca
Projekt opracowali: Art. gr. _
_____________________________
Kierownik projektu: prof. Burow V.S.
Sewastopol 2012
1. Analiza kinematyczna płaskiego mechanizmu dźwigniowego .................................. ........................................ 3
1.1. Budowa mechanizmu w 12 pozycjach............................................ .................................. 3
1.2. Konstruowanie planów prędkości chwilowych .................................................. .................. .................................. 4
1.3. Budowa planów przyspieszeń chwilowych .................................................. ............... .................. 5
1.4. Budowa diagramu przemieszczeń .................................................. .................. .................................. ........... 8
1,5. Konstruowanie wykresu prędkości .................................................. ............. .................................. ........... 9
1.6. Tworzenie wykresu przyspieszenia .................................................. .................. .................................. ............... 9
2. Analiza sił mechanizmu dźwigni płaskiej .................................................. ...................... 10
2.1. Wyznaczanie obciążeń działających na ogniwa mechanizmu .................................. ....... 10
2.2. Obliczanie siły grupy ogniw 7, 6 .................................. ...................................................... 12
2.3. Obliczanie siły grupy ogniw 4, 5 .................................. ...................................................... 13
2.4. Obliczanie siły grupy ogniw 2, 3............................................ . .................................. 14
2.5. Obliczanie siły ogniwa wiodącego .................................................. .................................................. ........... 15
2.6. Obliczanie siły ogniwa wiodącego metodą Żukowskiego............................................ ............. 15
3. Synteza mechanizmu przekładniowego .................................................. .................................................... ......... 16
3.1. Wyznaczanie parametrów geometrycznych mechanizmu przekładniowego............................................ ...... 16
3.2. Budowa planu prędkości liniowych .................................................. .................................... 19
3.3. Tworzenie planu prędkości kątowych .................................................. .................................. 20
4. Synteza mechanizmu krzywkowego .................................................. .................................................... ... .21
4.1. Wykreślanie analogii przyspieszeń .................................................. .................. .................................. ... 21
4.2. Wykreślanie analogów prędkości .................................................. .................. .................................. .. 22
4.3. Wykreślanie analogii przemieszczeń .................................................. ............. .................. 22
4.4. Wyznaczanie minimalnego promienia początkowego krzywki .................................. ............................... 22
4,5. Tworzenie profilu krzywki .................................................. .............. .................................. .. .. 23
Bibliografia .................................................. . .................................. .. .................... 24
1. Analiza kinematyczna płaskiego mechanizmu dźwigniowego.
Dany:
Schemat płaskiego mechanizmu dźwigniowego.
Parametry geometryczne mechanizmu:
l OA \u003d 125 mm;
l AB \u003d 325 mm;
l AC \u003d 150 mm;
Należy zbudować mechanizm w 12 pozycjach, plany prędkości chwilowych dla każdego z tych położeń, plany przyspieszeń chwilowych dla dowolnych 2 położeń, a także wykresy przemieszczeń, prędkości i przyspieszeń.
1.1 Budowa 12 pozycji mechanizmu dźwigni płaskiej.
Narysuj okrąg o promieniu OA. Wtedy współczynnik skali będzie wynosił:
Wybieramy początkową pozycję mechanizmu i od tego momentu dzielimy okrąg na 12 równych części. Łączymy środek okręgu (punkt O) z uzyskanymi punktami. Będzie to 12 pozycji pierwszego łącza.
Przez t. O rysujemy poziomą linię prostą X-X. Następnie budujemy okręgi o promieniu AB ze środkami w otrzymanych wcześniej punktach. Łączymy punkty B 0, B 1, B 2, ..., B 12 (przecięcie okręgów z prostą X-X) z punktami 0, 1, 2, ..., 12. Otrzymujemy 12 pozycji drugie łącze.
Od t. O przesuwamy w górę odcinek b. Otrzymujemy punkt O 1 . Z niego o promieniu O 1 D rysujemy okrąg.
Na odcinkach AB 0, AB 1, AB 2, ..., AB 12 od punktu A odkładamy odległość równą AC. Otrzymujemy punkty С 0 , С 1 , С 2 , …, С 12 . Rysujemy przez nie łuki o promieniu DC, aż przetną się z okręgiem o środku w punkcie O 1 . Łączymy punkty C 0, C 1, C 2, ..., C 12 z otrzymanymi. Będzie to 12 pozycji trzeciego ogniwa.
Punkty D 0, D 1, D 2, ..., D 12 są połączone z t. O 1. Otrzymujemy 12 pozycji czwartego ogniwa.
Z najwyższego punktu okręgu, którego środek znajduje się w punkcie O1, odkładamy poziomy odcinek równy a. Przez jego koniec rysujemy pionową linię Y-Y. Dalej z punktów D 0 , D 1 , D 2 , ..., D 12 budujemy łuki o promieniu DE do przecięcia z powstałą linią prostą. Łączymy te punkty z nowo uzyskanymi. Będzie to 12 stanowisk piątego ogniwa.
Biorąc pod uwagę współczynnik skali, wymiary łączy będą wynosić:
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;
Około 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 Konstruowanie planów prędkości chwilowych.
Istnieją różne metody konstruowania planu prędkości dla mechanizmu, z których najpopularniejszą jest metoda równań wektorowych.
Prędkości punktów O i O 1 są równe zeru, zatem na planie prędkości pokrywają się z biegunem planu prędkości p.
Pozycja 0:
Ale prędkość t.B pokrywała się z biegunem p, zatem V B = 0, co oznacza, że prędkości wszystkich pozostałych punktów również będą pokrywać się z biegunem i będą równe zero.
Plany prędkości chwilowych konstruowane są analogicznie dla pozycji 3, 6, 9, 12.
Pozycja 1:
Prędkość t.A oblicza się z równania:
Linia działania wektora prędkości t.A jest prostopadła do ogniwa OA i sama jest skierowana w kierunku obrotu ogniwa.
Na planie prędkości chwilowych budujemy odcinek (pa) ┴ OA, którego długość (pa) = 45mm. Zatem współczynnik skali wynosi:
Prędkość t.V oblicza się z równań:
, gdzie V BA ┴ VA i V BB0 ║X-X
Od t.a na planie prędkości budujemy linię prostą ┴ do łącza BC, a od t.r rysujemy poziomą linię prostą. Na przecięciu otrzymujemy punkt b. Łączymy t.a i t.b. Będzie to wektor prędkości t.B (VB).
VB = pb* = 0,04*15,3 = 0,612
Prędkość t.C wyznacza się za pomocą twierdzenia podobieństwa i reguły czytania liter. Zasada czytania liter jest taka, że kolejność wpisywania liter na planie prędkości lub przyspieszeń sztywnego ogniwa musi dokładnie odpowiadać kolejności wpisywania liter na samym łączu.
Z proporcji:
Możesz określić długość odcinka ac:
Od t.a odkładamy odcinek równy 19,2 mm, otrzymujemy t.s, łączymy go z biegunem, otrzymujemy wektor prędkości t.C (V C).
Prędkość t.D wyznacza się rozwiązując układ równań geometrycznych:
, gdzie V DC ┴ DC i V DO 1 ┴ DO 1
Od t.c na planie prędkości budujemy linię prostą ┴ do łącza prądu stałego, a od t.r rysujemy linię prostą ┴ DO 1. Na przecięciu otrzymujemy punkt d. Łączymy t.d z biegunem, otrzymujemy wektor prędkości t.D (V D).
V D \u003d pd * \u003d 0,04 * 37,4 \u003d 1,496
Prędkość wyznaczamy także z rozwiązania układu równań:
, gdzie V ED ┴ ED i V EE 0 ║Y-Y
Od t.d na planie prędkości budujemy linię prostą ┴ do łącza DE, a od t.r rysujemy linię pionową. Na skrzyżowaniu otrzymujemy tj. Łączymy t.a i t.b. Będzie to wektor prędkości t.B (VB).
V E \u003d pe * \u003d 0,04 * 34,7 \u003d 1,388
Podobnie plany prędkości chwilowych są konstruowane dla 2, 3, 4, 5, 7, 8, 10, 11 pozycji mechanizmu.
1.3 Budowa planów chwilowego przyspieszenia.
Przyspieszenia punktów O i O 1 są równe zeru, dlatego na planie przyspieszenia będą pokrywać się z biegunem planu przyspieszenia π.
Pozycja 0:
Przyspieszenie punktu A wyznacza się:
Na planie przyspieszeń chwilowych budujemy odcinek πа ║ ОА o długości (πа)=70 mm. Zatem współczynnik skali wynosi:
Kierunek przyspieszenia t.B i t.A ║ prosta X-X, ┴ BA zatem przyspieszenie t.B będzie pokrywać się z końcem chwilowego wektora przyspieszenia t.A, co oznacza, że przyspieszenia wszystkich pozostałych punktów mechanizmu będą się z nim pokrywać.
Oświadczenie 7:
Przyspieszenie punktu A wyznacza się:
Na planie przyspieszeń chwilowych budujemy odcinek πа ║ ОА o długości (πа)=70 mm.
Przyspieszenie punktu B można wyznaczyć rozwiązując równanie wektora:
Od t.a odkładamy odcinek równy 21 mm ║ AB, następnie z końca powstałego wektora budujemy odcinek ┴ AB i rysujemy poziomą linię przez biegun. Łącząc udrękę skrzyżowania z biegunem, otrzymujemy wektor przyspieszenia t.V.
Przyspieszenie t.C wyznaczamy korzystając z twierdzenia o podobieństwie i zasady czytania liter:
Stąd
Przyspieszenie punktu D można wyznaczyć rozwiązując układ równań wektorowych:
Od t.s odkładamy odcinek równy 14,5 mm ║ DC, następnie z końca powstałego wektora budujemy odcinek ┴ DC.
Z t. π budujemy odcinek równy 1,75 mm ║ O 1 D, następnie rysujemy linię prostą ┴ O 1 D przez koniec powstałego wektora.
Przyspieszenie punktu E można wyznaczyć rozwiązując układ równań wektorowych:
Kierunek przyspieszenia punktu E ║ ED, zatem rysujemy poziomą linię prostą przez biegun, a od tak końca wektora przyspieszenia t.D budujemy odcinek równy 1,4 mm ║ ED, następnie rysujemy prostą ┴ ED od końca wynikowego wektora. Łącząc punkt przecięcia prostej ║ ED i prostej ┴ ED z biegunem, otrzymujemy wektor przyspieszenia punktu E.
1.4 Konstrukcja wykresu przemieszczeń łącza wyjściowego.
Wykres przemieszczeń członu wyjściowego uzyskuje się w wyniku zbudowania odcinków zaczerpniętych z rysunku płaskiego mechanizmu dźwigniowego w 12 pozycjach, z uwzględnieniem współczynnika skali
1.5 Konstrukcja wykresu prędkości łącza wyjściowego.
Wykres prędkości łącza wyjściowego otrzymuje się w wyniku graficznego różnicowania metodą przyrostową wykresu przemieszczeń łącza wyjściowego. Metoda ta jest zasadniczo metodą akordową. Jeżeli przyjąć stałą odległość międzybiegunową H równą wartości przedziału Δt, wówczas nie ma potrzeby przeprowadzania promieni przez biegun П, ponieważ w tym przypadku odcinki h i są przyrostami funkcji S(t) w przedziale Δt .
Oznacza to, że na wykresie przemieszczenia budowany jest segment pionowy od pierwszego podziału do przecięcia z wykresem. Następnie od punktu przecięcia odcina się odcinek poziomy aż do przecięcia się z kolejnym podziałem. Następnie od uzyskanego punktu ponownie odrywa się odcinek pionowy aż do przecięcia z wykresem. Powtarza się to aż do końca harmonogramu. Powstałe segmenty budowane są na wykresie prędkości z uwzględnieniem współczynnika skali, ale nie z pierwszego podziału, ale o pół podziału wcześniej:
1.6 Konstrukcja wykresu przyspieszenia łącza wyjściowego.
Jest on skonstruowany podobnie do wykresu prędkości ogniwa wyjściowego mechanizmu
2. Analiza sił płaskiego mechanizmu dźwigniowego.
Dany:
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;
Schemat użytecznych sił oporu.
Należy określić reakcje w parach kinematycznych oraz moment wyważający na wale wejściowym mechanizmu.
2.1 Wyznaczanie obciążeń działających na ogniwa mechanizmu.
Obliczmy siłę ciężkości. Wypadkowe tych sił znajdują się w środkach mas ogniw, a ich wielkości są równe:
G 1 \u003d m 1 * g \u003d m K * l OA * g \u003d 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 \u003d 81,25 H
G 3 \u003d m V * g \u003d 20 * 10 \u003d 200 N
G 4 \u003d m 4 * g \u003d m K * l CD * g \u003d 25 * 0,22 * 10 \u003d 55 H
G 5 \u003d m 5 * g \u003d m K * l O 1D * g \u003d 25 * 0,15 * 10 \u003d 37,5 H
G 6 \u003d m 6 * g \u003d 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.
Znajdźmy siłę oporu użytecznego zgodnie ze wykresem sił oporu użytecznego. Dla rozpatrywanego położenia mechanizmu siła ta jest równa zeru.
Nie ma danych do obliczenia sił szkodliwego oporu, więc nie bierzemy ich pod uwagę.
Do określenia obciążeń bezwładności potrzebne są przyspieszenia ogniw i niektórych punktów, dlatego skorzystamy z planu przyspieszeń dla rozważanego położenia mechanizmu.
Wyznaczmy siły bezwładności ogniw. Ogniwo wiodące z reguły jest zrównoważone, to znaczy jego środek masy leży na osi obrotu, a wypadkowa sił bezwładności wynosi zero. Aby wyznaczyć siły bezwładności innych ogniw mechanizmu, najpierw wyznaczamy przyspieszenia ich środków masy:
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
Zdefiniujmy teraz siły bezwładności:
F Ja2 \u003d m 2 * a S2 \u003d 8,125 * 23,4 \u003d 190 H.
F Ja3 \u003d m 3 * a B \u003d 20 * 25,96 \u003d 519 H.
F Ja4 \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 Ja7 \u003d m 7 * a E \u003d 15 * 29,8 \u003d 447 H.
Aby wyznaczyć momenty sił bezwładności, należy znaleźć momenty bezwładności mas ogniw i ich przyspieszeń kątowych. Dla ogniw 3 i 7 masy są skupione w punktach, dla ogniwa 1, a przyspieszenie kątowe wynosi zero, zatem momenty sił bezwładności tego połączenia wynoszą zero.
Załóżmy, że rozkład mas ogniw 2, 4 i 6 jest równomierny na całej ich długości. Wówczas bezwładność ogniw względem punktów S i jest równa:
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
Przyspieszenia kątowe ogniw 2, 4, 5 i 6 są określone przez względne przyspieszenia styczne, zatem:
Znajdźmy momenty sił bezwładności ogniw 2, 4, 6:
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 Obliczanie siły grupy ogniw 6, 7.
Wybierzmy z mechanizmu grupę ogniw 6, 7, ułóżmy wszystkie rzeczywiste obciążenia i siły oraz momenty sił bezwładności.
Zastąpmy działanie na rozważaną grupę upuszczonych ogniw siłami. Oznacza to, że na suwak 7 działa siła od strony zębatki – prowadnicy suwaka. W przypadku braku tarcia siła oddziaływania skierowana jest prostopadle do stykających się powierzchni, tj. prostopadle do kierunku ruchu suwaka i nie jest jeszcze znana w lewo ani w prawo, dlatego najpierw skierujemy tę siłę na prawo. Jeśli po obliczeniach okaże się, że jest ujemny, należy zmienić kierunek na przeciwny.
W indeksie oznaczenia umieszczane są dwie liczby: pierwsza wskazuje, z którego ogniwa działa siła, a druga wskazuje, na które ogniwo działa ta siła.
W punkcie D z ogniwa 5 na ogniwo 6 działa siła R 56 . Nie jest znana ani wielkość, ani kierunek tej siły, dlatego wyznaczamy ją za pomocą dwóch składowych: jedną kierujemy wzdłuż ogniwa i nazywamy ją składową normalną, a drugą prostopadle do ogniwa i nazywamy ją składową styczną. wstępny kierunek tych składowych dobierany jest arbitralnie, a rzeczywisty kierunek wyznaczany jest przez znak siły po obliczeniach.
Na suwak E działa również siła oporu użytecznego, jednak jest ona równa zeru.
Na wybraną grupę ogniw nałóżmy wszystkie wymienione siły i wyznaczmy nieznane reakcje w parach kinematycznych E, D - RE i R 56 .
Najpierw wyznaczamy składową styczną siły R 56 z warunku równowagi ogniwa 6. Przyrównując do zera sumę momentów sił względem punktu E otrzymujemy:
Moment sił bezwładności należy podzielić przez, ponieważ ogniwa pokazane są na skali, a w obliczeniach wykorzystywane są ich wartości wzięte z rysunku.
Składową normalną siły R 56 i siły RE wyznaczamy metodą graficzną z wielokąta wektorowego skonstruowanego dla grupy ogniw 6, 7. Wiadomo, że w równowadze sił wielokąt złożony z wektorów sił musi być domknięty :
Ponieważ znane są kierunki linii działania składowej normalnej siły R 56 i RE, to konstruując wcześniej otwarty wielokąt ze znanych wektorów siły, można go zamknąć, jeśli poprowadzimy linie proste przez początek pierwszego i koniec ostatniego wektora, równoległy do kierunków pożądanych sił. Punkt przecięcia tych linii określi wielkość pożądanych wektorów i ich rzeczywiste kierunki.
Z konstrukcji widać, że kierunek siły R 76 wynosi od n do m, a siła R 67 od m do n.
R 56 \u003d * \u003d 1/4 * 209,7 \u003d 52,43 N
R mi \u003d * \u003d 1/4 * 69,3 \u003d 17,33 N
2.3 Obliczanie siły grupy ogniw 5.4.
Wybierzmy z mechanizmu grupę ogniw 4, 5, uporządkujmy wszystkie rzeczywiste obciążenia i siły oraz momenty sił bezwładności, reakcje odrzuconych ogniw. W punkcie D działa siła R 65 równa R 56 i skierowana przeciwnie.
Niewiadomymi są: siła oddziaływania 4 i 2 ogniw, siła oddziaływania 5 ogniw i zębatek.
W punkcie C z ogniwa 2 na ogniwo 4 działa siła R24. Nie jest znana ani wielkość, ani kierunek tej siły, dlatego wyznaczamy ją za pomocą dwóch składowych: jedną kierujemy wzdłuż ogniwa i nazywamy ją składową normalną, a drugą prostopadle do ogniwa i nazywamy ją składową styczną. wstępny kierunek tych składowych dobierany jest arbitralnie, a rzeczywisty kierunek wyznaczany jest przez znak siły po obliczeniach.
Najpierw wyznaczamy składową styczną siły R 24 z warunku równowagi ogniwa 4. Przyrównując do zera sumę momentów sił wokół punktu D, otrzymujemy:
Składową normalną siły R 24 i siły R O 1 wyznaczamy metodą graficzną z wielokąta wektorowego skonstruowanego dla grupy ogniw 5, 4. Wiadomo, że w równowadze sił musi być wielokąt złożony z wektorów sił Zamknięte:
Wyznaczmy wielkość reakcji w parach kinematycznych:
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 Obliczanie siły grupy ogniw 2, 3.
Wybierzmy z mechanizmu grupę ogniw 2, 3, uporządkujmy wszystkie rzeczywiste obciążenia i siły oraz momenty sił bezwładności, reakcje opuszczonych ogniw. W punkcie C działa siła R 24 równa R 24 i skierowana przeciwnie.
Niewiadomymi są: siła oddziaływania 1 i 2 ogniw, siła oddziaływania 2 ogniw oraz suwak.
W punkcie C z ogniwa 1 na ogniwo 2 działa siła R 12 . Nie jest znana ani wielkość, ani kierunek tej siły, dlatego wyznaczamy ją za pomocą dwóch składowych: jedną kierujemy wzdłuż ogniwa i nazywamy ją składową normalną, a drugą prostopadle do ogniwa i nazywamy ją składową styczną. wstępny kierunek tych składowych dobierany jest arbitralnie, a rzeczywisty kierunek wyznaczany jest przez znak siły po obliczeniach.
Najpierw wyznaczamy składową styczną siły R 12 z warunku równowagi ogniwa 2. Przyrównując sumę momentów sił względem punktu A do zera, otrzymujemy:
Składową normalną siły R 12 i siły RB wyznacza się metodą graficzną z wielokąta wektorowego skonstruowanego dla grupy ogniw 2, 3. Wiadomo, że przy bilansie sił wielokąt złożony z wektorów sił musi być domknięty :
Ponieważ znane są kierunki linii działania składowej normalnej siły R 24 i R O 1, to konstruując wcześniej otwarty wielokąt ze znanych wektorów siły, można go zamknąć, rysując linie proste przez początek pierwszego i koniec ostatniego wektora, równoległy do kierunków pożądanych sił. Punkt przecięcia tych linii określi wielkość pożądanych wektorów i ich rzeczywiste kierunki.
Wyznaczmy wielkość reakcji w parach kinematycznych:
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 Obliczenie mocy łącza wiodącego.
Ogniwo prowadzące jest zwykle wyważone, to znaczy jego środek masy znajduje się na osi obrotu. Wymaga to, aby siła bezwładności przeciwwagi zamontowanej na kontynuacji korby OA była równa sile bezwładności ogniwa OA:
m \u003d M 1 / l OA \u003d 3,125 / 0,125 \u003d 25 kg - masa na jednostkę długości.
Stąd można wyznaczyć masę przeciwwagi m 1 , biorąc pod uwagę jej odległość r 1 od osi obrotu. Przy r 1 = 0,5 * l m 1 = M 1 (masa łącza OA).
W punkcie A na ogniwo 1 z ogniwa 2 działa siła R 21, której moment względem punktu O jest równy momentowi równoważącemu.
W tym przypadku w punkcie O zachodzi reakcja R O, która jest równa i przeciwna sile R 21 . Jeżeli siła ciężkości ogniwa jest proporcjonalna do siły R 21, to należy to uwzględnić przy wyznaczaniu reakcji podpory O, którą można uzyskać z równania wektorowego:
2.6 Obliczanie mocy ogniwa wiodącego metodą Żukowskiego.
Na plan prędkości chwilowych mechanizmu obrócony o 90 0 w kierunku obrotu przykładamy wszystkie siły działające na mechanizm i układamy równanie na momenty sił działających względem bieguna.
Odpowiedzi na pytania egzaminacyjne na TMM
Uniwersytet Państwowy w Moskwie
Ekologia inżynierska
Teoria maszyn i mechanizmów (TMM)
Pytania egzaminacyjne
dla grup studyjnych wydziału dziennego.
1. Struktura mechanizmów
1.1. Maszyna i mechanizm. Klasyfikacja mechanizmów według cech funkcjonalnych i strukturalno-konstrukcyjnych.
ODPOWIEDŹ: Zgodnie z definicją akademika Artobolewskiego:
Samochód- istnieją urządzenia stworzone przez człowieka do badania i wykorzystywania praw natury w celu ułatwienia pracy fizycznej i umysłowej, zwiększenia jej produktywności poprzez częściowe lub całkowite zastąpienie jej w funkcjach porodowych i fizjologicznych.
Mechanizm- układ ciał zaprojektowany do przekształcania ruchu jednego lub większej liczby ciał w wymagany ruch innych ciał sztywnych. Jeśli w przemianie ruchu biorą udział ciała płynne lub gazowe, wówczas mechanizm nazywa się hydraulicznym lub pneumatycznym. Zwykle mechanizm ma jedno łącze wejściowe, które odbiera ruch z silnika, i jedno łącze wyjściowe podłączone do korpusu roboczego lub wskaźnika przyrządu. Mechanizmy są płaskie i przestrzenne.
Klasyfikacja maszyn ze względu na przeznaczenie funkcjonalne:
Energia (silniki, generatory).
Pracownicy (transportowi, technologiczni).
Informacja (kontrola i zarządzanie, matematyczna).
Cybernetyczny.
Maszyny składają się z mechanizmów.
Według klasyfikacji funkcjonalnej istnieją:
Mechanizmy silników i konwerterów;
Mechanizmy wykonawcze;
mechanizmy transmisji;
Mechanizmy kontroli, regulacji, regulacji;
Mechanizmy karmienia, karmienia, sortowania;
Mechanizmy liczenia, ważenia, pakowania.
Istnieje wiele wspólnego pod względem budowy i metodyki obliczania ich parametrów mechanicznych.
Klasyfikacja strukturalno-konstrukcyjna:
Mechanizmy dźwigniowe;
mechanizmy krzywkowe;
Mechanizmy przekładniowe (składają się z kół zębatych);
Łączny.
1.2. Mechanizmy dźwigniowe. Zalety i wady. Zastosowanie w urządzeniach technicznych.
ODPOWIEDŹ: Mechanizmy dźwigniowe składają się z korpusów wykonanych w postaci dźwigni, prętów. Te pręty lub dźwignie oddziałują ze sobą wzdłuż powierzchni. Dlatego mechanizmy dźwigniowe są w stanie odbierać i przenosić znaczne siły.
Stosowane są jako główne urządzenia technologiczne. Jednak reprodukcja wymaganego prawa ruchu przez takie mechanizmy jest bardzo ograniczona.
1.3. Mechanizmy krzywkowe. Rodzaje mechanizmów krzywkowych. Zalety i wady. Główny cel.
ODPOWIEDŹ: Mechanizm krzywkowy składa się z korpusu krzywoliniowego, którego charakter ruchu determinuje ruch całego mechanizmu. Główną zaletą jest to, że bez zmiany liczby ogniw można odtworzyć dowolne prawo ruchu, zmieniając profil krzywki. Jednak w mechanizmie krzywkowym znajdują się ogniwa stykające się punktowo lub wzdłuż linii, co znacznie ogranicza wielkość przenoszonej siły ze względu na występowanie bardzo wysokich ciśnień właściwych. Dlatego też mechanizmy krzywkowe wykorzystywane są głównie jako środek automatyzacji procesu technologicznego, gdzie krzywka pełni rolę twardego nośnika programu.
1.4. mechanizmy zębate. Rodzaje mechanizmów przekładniowych. Główny cel.
ODPOWIEDŹ: mechanizm zębaty nazywa się mechanizm, który obejmuje koła zębate (korpus, który ma zamknięty układ występów lub zębów).
Mechanizmy przekładniowe służą głównie do przenoszenia ruchu obrotowego ze zmianą, jeśli to konieczne, wielkości i kierunku prędkości kątowej.
Przeniesienie ruchu w tych mechanizmach odbywa się poprzez boczny nacisk specjalnie wyprofilowanych zębów. Aby odtworzyć zadany stosunek prędkości kątowych, profile zębów muszą się wzajemnie zginać, to znaczy profil zębów jednego koła musi odpowiadać ściśle określonemu profilowi zębów drugiego koła. Profile zębów można wyznaczyć różnymi krzywiznami, jednak najczęściej spotykane są mechanizmy z ewolwentowym profilem zęba, czyli z zębem zarysowanym wzdłuż ewolwenty.
Aby odtworzyć stały stosunek prędkości kątowych, stosuje się mechanizmy z okrągłymi zębatkami.
Istnieją mechanizmy płaskie i przestrzenne. W mechanizmie płaskim osie są równoległe, natomiast w mechanizmie przestrzennym przecinają się lub krzyżują. W mechanizmie płaskim koła mają kształt cylindryczny, w przestrzennym są stożkowe (jeśli osie się przecinają).
Bardzo zróżnicowane. Niektóre z nich są kombinacją samych ciał stałych, inne składają się z ciał hydraulicznych, pneumatycznych lub urządzeń elektrycznych, magnetycznych i innych. Odpowiednio takie mechanizmy nazywane są hydraulicznymi, pneumatycznymi, elektrycznymi itp.
Ze względu na cel funkcjonalny mechanizmy dzieli się zazwyczaj na następujące typy:
Mechanizmy silnika przekształcają różne rodzaje energii w pracę mechaniczną (na przykład mechanizmy silników spalinowych, silników parowych, silników elektrycznych, turbin itp.).
Mechanizmy konwerterów (generatorów) przekształcają pracę mechaniczną w inne rodzaje energii (na przykład mechanizmy pomp, sprężarek, napędów hydraulicznych itp.).
Mechanizm przekładniowy (napęd) ma za zadanie przeniesienie ruchu z silnika na maszynę technologiczną lub siłownik, przekształcając ten ruch na niezbędny do pracy tej maszyny technologicznej lub siłownika.
Siłownik to mechanizm, który bezpośrednio oddziałuje na przetwarzane środowisko lub przedmiot. Jego zadaniem jest zmiana kształtu, stanu, położenia i właściwości przetwarzanego medium lub przedmiotu (np. mechanizmów maszyn do obróbki metalu, pras, przenośników, walcarek, koparek, maszyn wyciągowych itp.).
Mechanizmy kontrolne, monitorujące i regulacyjne to różne mechanizmy i urządzenia zapewniające i kontrolujące wymiary przetwarzanych obiektów (na przykład mechanizmy pomiarowe do kontrolowania rozmiarów, ciśnienia, poziomów cieczy; regulatory reagujące na odchylenie prędkości kątowej wału głównego maszynę i ustawić zadaną prędkość tego wału, mechanizm regulujący stałość odległości pomiędzy walcami walcarki itp.).
Do mechanizmów zapewnienia transportu, podawania i sortowania przetworzonych mediów i przedmiotów zalicza się mechanizmy przenośników ślimakowych, zgarniakowych i kubełkowych do transportu i podawania materiałów sypkich, mechanizmy załadunku lejów na półfabrykaty, mechanizmy sortowania wyrobów gotowych według wielkości, wagi, konfiguracji, itp.
Mechanizmy automatycznego liczenia, ważenia i pakowania wyrobów gotowych znajdują zastosowanie w wielu maszynach wytwarzających głównie produkty masowe. Należy pamiętać, że mechanizmy te mogą być również siłownikami, jeśli znajdują się w specjalnych maszynach przeznaczonych do tego celu.
Klasyfikacja ta pokazuje jedynie różnorodność zastosowań funkcjonalnych mechanizmów, które można znacznie rozszerzyć. Często jednak do wykonywania różnych funkcji wykorzystywane są mechanizmy posiadające tę samą budowę, kinematykę i dynamikę. Dlatego do studiowania teorii mechanizmów i maszyn wyróżnia się mechanizmy, które mają wspólne metody ich syntezy i analizy pracy, niezależnie od ich celu funkcjonalnego. Z tego punktu widzenia wyróżnia się następujące typy mechanizmów.
