Министерство транспорта Российской Федерации
Федеральное агентство морского и речного транспорта
Крымский филиал
ФГБОУ ВПО
«Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф.Ушакова»
Кафедра "Фундаментальные дисциплины"
Теория механизмов и машин
Курсовой проект
Плоский рычажный механизм
Пояснительная записка
Проект разработал: ст. гр. _
_____________________________
Руководитель проекта: проф. Буров В.С.
Севастополь 2012
1. Кинематический анализ плоского рычажного механизма................................................... 3
1.1. Построение механизма в 12 положениях.................................................................................. 3
1.2. Построение планов мгновенных скоростей............................................................................. 4
1.3. Построение планов мгновенных ускорений............................................................................ 5
1.4. Построение диаграммы перемещений....................................................................................... 8
1.5. Построение диаграммы скоростей............................................................................................. 9
1.6. Построение диаграммы ускорений............................................................................................ 9
2. Силовой анализ плоского рычажного механизма................................................................ 10
2.1. Определение нагрузок, действующих на звенья механизма................................................ 10
2.2. Силовой расчёт группы звеньев 7, 6........................................................................................ 12
2.3. Силовой расчёт группы звеньев 4, 5........................................................................................ 13
2.4. Силовой расчёт группы звеньев 2, 3........................................................................................ 14
2.5. Силовой расчёт ведущего звена............................................................................................... 15
2.6. Силовой расчёт ведущего звена методом Жуковского.......................................................... 15
3. Синтез зубчатого механизма..................................................................................................... 16
3.1. Определение геометрических параметров зубчатого механизма........................................ 16
3.2. Построение плана линейных скоростей.................................................................................. 19
3.3. Построение плана угловых скоростей..................................................................................... 20
4. Синтез кулачкового механизма................................................................................................ 21
4.1. Построение графика аналогов ускорений............................................................................... 21
4.2. Построение графика аналогов скоростей................................................................................ 22
4.3. Построение графика аналогов перемещений......................................................................... 22
4.4. Нахождение минимального начального радиуса кулачка..................................................... 22
4.5. Построение профиля кулачка................................................................................................... 23
Список литературы........................................................................................................................ 24
1. Кинематический анализ плоского рычажного механизма.
Дано:
Схема плоский рычажного механизма.
Геометрические параметры механизма:
l ОА =125 мм;
l АВ =325 мм;
l АС =150 мм;
Необходимо построить механизм в 12 положениях, планы мгновенных скоростей для каждого из этих положений, планы мгновенных ускорений для любых 2-х положений, а также диаграммы перемещений, скоростей и ускорений.
1.1 Построение 12 положений плоского рычажного механизма.
Строим окружность радиусом ОА. Тогда масштабный коэффициент будет:
Выбираем начальное положение механизма и от этой точки делим окружность на 12 равных частей. Центр окружности (т. О) соединяем с полученными точками. Это и будут 12 положений первого звена.
Через т. О проводим горизонтальную прямую линию Х-Х. Затем строим окружности радиусом АВ с центрами в ранее полученных точках. Соединяем точки В 0 , В 1 , В 2 ,…,В 12 (пересечения окружностей с прямой Х-Х) с точками 0, 1, 2, …, 12. Получим 12 положений второго звена.
От т. О откладываем вверх отрезок b. Получим точку О 1 . Из неё радиусом О 1 D проводим окружность.
На отрезках АВ 0 , АВ 1 , АВ 2 , …, АВ 12 от точки А откладываем расстояние равное АС. Получим точки С 0 , С 1 , С 2 , …, С 12 . Через них проводим дуги радиусом DC до пересечения с окружностью с центром в точке О 1 . Соединяем точки С 0 , С 1 , С 2 , …, С 12 с полученными. Это будут 12 положений третьего звена.
Точки D 0 , D 1 , D 2 , …, D 12 соединяем с т. О 1 . Получим 12 положений четвёртого звена.
От самой верхней точки окружности с центром в т.О1 откладываем горизонтально отрезок равный a. Через его конец проводим вертикальную прямую Y-Y. Далее из точек D 0 , D 1 , D 2 , …, D 12 строим дуги радиусом DE до пересечения с полученной прямой. Соединяем эти точки с вновь полученными. Это будут 12 положений пятого звена.
Учитывая масштабный коэффициент , размеры звеньев будут:
АВ= l АВ * =325*0.005=1,625 м;
АС= l АС * =150*0,005=0,75 м;
СD= l CD * =220*0.005=1.1 м;
О 1 D= l О1 D * =150*0,005=0,75 м;
DЕ=l DE * =200*0,005=1 м;
а 1 = а* =200*0,005=1 м;
b 1 = b* =200*0.005=1 м.
1.2 Построение планов мгновенных скоростей.
Для построения плана скоростей механизма существуют различные методы, наиболее распространённым из которых является метод векторных уравнений.
Скорости точек О и О 1 равны нулю, поэтому на плане скоростей совпадают с полюсом плана скоростей р.
Положение 0:
Но скорость т.В совпала с полюсом р, следовательно V B =0, а это значит, что скорости всех остальных точек тоже совпадут с полюсом и будут равны нулю.
Аналогично строятся планы мгновенных скоростей для положений 3, 6, 9, 12.
Положение 1 :
Скорость т.А получаем из уравнения:
Линия действия вектора скорости т.А перпендикулярна звену ОА, а сам направлен в сторону вращения звена.
На плане мгновенных скоростей строим отрезок (pа) ┴ ОА, его длина (ра)=45мм. Тогда масштабный коэффициент равен:
Скорость т.В получаем из уравнений:
, где V BA ┴ ВА, а V ВВ0 ║Х-Х
Из т.a на плане скоростей строим прямую ┴ звену ВС, а из т.р проводим горизонтальную прямую. В пересечении получим т.b. Соединяем т.а и т.b. Это будет вектор скорости т.В (V B).
V B = pb* = 0.04*15.3 = 0.612
Скорость т.С определяем с помощью теоремы подобия и правила чтения букв. Правило чтения букв заключается в том, что порядок написания букв на плане скоростей или ускорений жёсткого звена должен в точности соответствовать порядку написания букв на самом звене.
Из пропорции:
Можно определить длину отрезка ас:
Отложим от т.а отрезок равный 19,2 мм, получим т.с, соединим её с полюсом, получим вектор скорости т.С (V C).
Скорость т.D определяется с помощью решения системы геометрических уравнений:
, где V DC ┴ DC, а V DO 1 ┴ DO 1
Из т.c на плане скоростей строим прямую ┴ звену DС, а из т.р проводим прямую ┴ DO 1 . В пересечении получим т.d. Соединяем т.d с полюсом, получим вектор скорости т.D (V D).
V D = pd* = 0.04*37.4 = 1.496
Скорость т.Е находим также из решения системы уравнений:
, где V ED ┴ ED, а V EE 0 ║Y-Y
Из т.d на плане скоростей строим прямую ┴ звену DE, а из т.р проводим вертикальную прямую. В пересечении получим т.е. Соединяем т.а и т.b. Это будет вектор скорости т.В (V B).
V Е = pе* = 0.04*34,7 = 1,388
Аналогично строятся планы мгновенных скоростей для 2, 3, 4, 5, 7, 8, 10, 11 положений механизма.
1.3 Построение планов мгновенных ускорений.
Ускорения точек О и О 1 равны нулю, поэтому на плане ускорений они совпадут с полюсом плана ускорений π.
Положение 0:
Ускорение точки А находим:
На плане мгновенных ускорений строим отрезок πа ║ ОА, его длина (πа)=70 мм. Тогда масштабный коэффициент:
Направление ускорения т.В и т.А ║ прямой Х-Х, ┴ ВА, следовательно ускорение т.В совпадёт с концом вектора мгновенного ускорения т.А, а это значит, что и ускорения всех остальных точек механизма совпадут с ним.
Положение 7:
Ускорение точки А находим:
На плане мгновенных ускорений строим отрезок πа ║ ОА, его длина (πа)=70 мм.
Ускорение точки В можно найти с помощью решения векторного уравнения:
От т.а откладываем отрезок равный 21 мм ║ АВ, затем от конца полученного вектора строим отрезок ┴ АВ, а через полюс проводим горизонтальную прямую. Соединяя тоску пересечения с полюсом, получим вектор ускорения т.В.
Ускорение т.C находим с помощью теоремы подобия и правила чтения букв:
Следовательно
Ускорение точки D можно найти с помощью решения системы векторных уравнений:
От т.с откладываем отрезок равный 14,5 мм ║ DC, затем от конца полученного вектора строим отрезок ┴ DС.
Из т. π строим отрезок равный 1,75 мм ║ O 1 D, затем через конец полученного вектора проводим прямую ┴ O 1 D. Соединяя точку пересечения прямой ┴ O 1 D и прямой ┴ DС с полюсом, получим вектор ускорения т.D.
Ускорение точки E можно найти с помощью решения системы векторных уравнений:
Направление ускорения точки E ║ ED, поэтому через полюс проводим горизонтальную прямую, а от т.конца вектора ускорения т.D строим отрезок равный 1,4 мм ║ ED, затем от конца полученного ве6ктора проводим прямую ┴ ЕD. Соединяя точку пересечения прямой ║ ED и прямой ┴ ЕD с полюсом, получаем вектор ускорения точки Е.
1.4 Построение диаграммы перемещений выходного звена.
Диаграмма перемещений выходного звена получается в результате построения отрезков, которые берутся с чертежа плоского рычажного механизма в 12 положениях с учётом масштабного коэффициента
1.5 Построение диаграммы скоростей выходного звена.
Диаграмма скоростей выходного звена получается в результате графического дифференцирования методом приращений диаграммы перемещений выходного звена. Этот метод по сути является методом хорд. Если постоянное полюсное расстояние Н взять равным величине интервала Δt, тогда нет необходимости в проведении лучей через полюс П, так как в этом случае отрезки h i являются приращениями функции S(t) на интервале Δt.
Т. е. на диаграмме перемещений строится вертикальный отрезок от первого деления до пересечения с графиком. Затем из точки пересечения откладывается горизонтальный отрезок до пересечения со следующим делением. Потом от полученной точки снова откладывается вертикальный отрезок до пересечения с графиком. Так повторяется до окончания графика. Полученные отрезки строят на диаграмме скоростей с учётом масштабного коэффициента, но не от первого деления, а на пол деления раньше:
1.6 Построение диаграммы ускорений выходного звена.
Строится аналогично диаграмме скоростей выходного звена механизма
2. Силовой анализ плоского рычажного механизма.
Дано:
l ОА = 125 мм;
l АВ = 325 мм;
l АС = 150 мм;
l CD = 220 мм;
l О1 D = 150 мм;
l DE = 200 мм;
F max = 6.3 кН;
m К = 25 кг/м;
Диаграмма сил полезных сопротивлений.
Необходимо определить реакции в кинематических парах и уравновешивающий момент на входном валу механизма.
2.1 Определение нагрузок, действующих не звенья механизма.
Вычислим силы тяжести. Равнодействующие этих сил расположены в центрах масс звеньев, а величины равны:
G 1 = m 1 * g = m К * l ОА * g = 25 * 0.125 * 10= 31.25 H
G 2 = m 2 * g = m К * l B А * g = 25 * 0.325 *10 = 81.25 H
G 3 = m В * g = 20 * 10 = 200 Н
G 4 = m 4 * g = m К * l CD * g = 25 * 0.22 * 10 = 55 H
G 5 = m 5 * g = m К * l О 1D * g = 25 * 0.15 * 10 = 37,5 H
G 6 = m 6 * g = m К * l DE * g = 25 * 0.2 * 10 = 50 H
G 7 = m 7 * g = 15 * 10 = 150 H
Найдём силу полезного сопротивления по диаграмме сил полезных сопротивлений. Для рассматриваемого положения механизма эта сила равна нулю.
Данных для вычисления сил вредных сопротивлений нет, поэтому их не учитываем.
Для определения инерционных нагрузок требуются ускорения звеньев и некоторых точек, поэтому воспользуемся планом ускорений для рассматриваемого положения механизма.
Определим силы инерции звеньев. Ведущее звено, как правило, уравновешено, то есть центр масс его лежит на оси вращения, а равнодействующая сил инерции равна нулю. Для определения сил инерции других звеньев механизма предварительно определим ускорения их центров масс:
а S2 = * πS 2 = 0.4 * 58.5 = 23.4 м/с 2
а B = * πb = 0,4 * 64.9 = 25.96 м/с 2
а S4 = * πS 4 = 0.4 * 65.7 = 26.28 м/с 2
а D = * πd = 0,4 * 78.8 = 31.52 м/с 2
а S6 = * πS 6 = 0.4 * 76.1 = 30.44 м/с 2
а E = * πe = 0,4 * 74.5 = 29.8 м/с 2
Теперь определим силы инерции:
F И2 = m 2 * а S2 = 8.125 * 23.4 = 190 H
F И3 = m 3 * а B = 20 * 25.96 = 519 H
F И4 = m 4 * а S4 = 5.5 * 26.28 = 145 H
F И6 = m 6 * а S6 = 5 * 30.44 = 152 H
F И7 = m 7 * а E = 15 * 29.8 = 447 H
Для определения моментов сил инерции необходимо найти моменты инерции масс звеньев и их угловые ускорения. У звеньев 3 и 7 массы сосредоточены в точках, у звена 1 и угловое ускорение равно нулю, поэтому моменты сил инерции этого звена равна нулю.
Примем распределение массы звеньев 2, 4 и 6 равномерно по их длинам. Тогда инерция звеньев относительно точек S i равен:
J S 2 = m 2 * l 2 2 /12 = 8,125 * 0,325 2 /12 = 0,0715 кг*м 2
J S 4 = m 4 * l 4 2 /12 = 5,5 * 0,22 2 /12 = 0,0222 кг*м 2
J S 6 = m 6 * l 6 2 /12 = 5 * 0,2 2 /12 = 0,0167 кг*м 2
Угловые ускорения звеньев 2, 4, 5 и 6 определяются по относительным тангенциальным ускорениям, поэтому:
Найдём моменты сил инерции 2, 4, 6 звеньев:
М И2 = J S 2 * = 0,0715 * 82,22 = 5,88 Нм
М И4 = J S 4 * = 0,0222 * 42,73 = 0,95 Нм
М И6 = J S 4 * = 0,0167 * 35,6 = 0,59 Нм
2.2 Силовой расчёт группы звеньев 6, 7.
Выделим из механизма группу звеньев 6, 7, расставим все реальные нагрузки и силы и моменты сил инерции.
Действие на рассматриваемую группу отброшенных звеньев заменим силами. В т.Е на ползун 7 действует сила со стороны стойки - направляющей ползуна. В отсутствии трения сила взаимодействия направлена перпендикулярно к контактирующим поверхностям, т. е. перпендикулярно направлению движения ползуна, а влево или вправо, пока не известно, поэтому направим эту силу предварительно вправо. Если после вычислений окажется, что она отрицательна, то необходимо изменить направление на противоположное.
В индексе обозначения ставятся две цифры: первая показывает со стороны какого звена действует сила, а вторая - на какое звено эта сила действует.
В точке D со стороны звена 5 на звено 6 действует сила R 56 . Ни величина, ни направление этой силы неизвестны, поэтому определяем её по двум составляющим: одну направим вдоль звена и назовём нормальной составляющей, а вторую перпендикулярно звену и назовём тангенциальной составляющей. предварительное направление этих составляющих выбираем произвольно, а действительное направление определиться знаком силы после вычислений.
На ползун Е действует ещё сила полезного сопротивления, но она равна нулю.
Расставим на выделенной группе звеньев все перечисленные силы и определим неизвестные реакции в кинематических парах Е, D - R E и R 56 .
Сначала определяем тангенциальную составляющую силы R 56 из условия равновесия звена 6. Приравняв нулю сумму моментов сил относительно точки Е, получим:
Момент сил инерции необходимо делить на потому, что звенья изображены в масштабе , и в расчётах используются их значения снятые с чертежа.
Нормальная составляющая силы R 56 и сила R E находятся графическим методом из векторного многоугольника, построенного для группы звеньев 6, 7. Известно, что при силовом равновесии многоугольник, составленный из векторов сил, должен быть замкнутым:
Так как направления линий действия нормальной составляющей силы R 56 и R E известны, то построив предварительно незамкнутый многоугольник из известных векторов сил, можно обеспечить его замыкание, если провести через начало первого и конец последнего вектора прямые, параллельные направлениям искомых сил. Точка пересечения этих прямых определит величины искомых векторов и их действительные направления.
Из построений видно, что направление силы R 76 - от n к m, а силы R 67 - от m к n.
R 56 = * = 1/4 * 209,7 = 52.43 Н
R E = * = 1/4 * 69,3 = 17.33 Н
2.3 Силовой расчёт группы звеньев 5,4.
Выделим из механизма группу звеньев 4, 5, расставим все реальные нагрузки и силы и моменты сил инерции, реакции отброшенных звеньев. В точке D действует сила R 65 , которая равна R 56 и направлена противоположно ей.
Неизвестными являются: сила взаимодействия 4 и 2 звена, сила взаимодействия 5 звена и стойки.
В точке С со стороны звена 2 на звено 4 действует сила R 24 . Ни величина, ни направление этой силы неизвестны, поэтому определяем её по двум составляющим: одну направим вдоль звена и назовём нормальной составляющей, а вторую перпендикулярно звену и назовём тангенциальной составляющей. предварительное направление этих составляющих выбираем произвольно, а действительное направление определиться знаком силы после вычислений.
Сначала определяем тангенциальную составляющую силы R 24 из условия равновесия звена 4. Приравняв нулю сумму моментов сил относительно точки D, получим:
Нормальная составляющая силы R 24 и сила R O 1 находятся графическим методом из векторного многоугольника, построенного для группы звеньев 5, 4. Известно, что при силовом равновесии многоугольник, составленный из векторов сил, должен быть замкнутым:
Определим величины реакций в кинематических парах:
R 24 = * = 1 * 26.6 = 26.6 Н
R O 1 = * = 1 * 276.6 = 276.6 Н
2.4 Силовой расчёт группы звеньев 2, 3.
Выделим из механизма группу звеньев 2, 3, расставим все реальные нагрузки и силы и моменты сил инерции, реакции отброшенных звеньев. В точке C действует сила R 24 , которая равна R 24 и направлена противоположно ей.
Неизвестными являются: сила взаимодействия 1 и 2 звена, сила взаимодействия 2 звена и ползуна.
В точке С со стороны звена 1 на звено 2 действует сила R 12 . Ни величина, ни направление этой силы неизвестны, поэтому определяем её по двум составляющим: одну направим вдоль звена и назовём нормальной составляющей, а вторую перпендикулярно звену и назовём тангенциальной составляющей. предварительное направление этих составляющих выбираем произвольно, а действительное направление определиться знаком силы после вычислений.
Сначала определяем тангенциальную составляющую силы R 12 из условия равновесия звена 2. Приравняв нулю сумму моментов сил относительно точки А, получим:
Нормальная составляющая силы R 12 и сила R В находятся графическим методом из векторного многоугольника, построенного для группы звеньев 2, 3. Известно, что при силовом равновесии многоугольник, составленный из векторов сил, должен быть замкнутым:
Так как направления линий действия нормальной составляющей силы R 24 и R O 1 известны, то построив предварительно незамкнутый многоугольник из известных векторов сил, можно обеспечить его замыкание, если провести через начало первого и конец последнего вектора прямые, параллельные направлениям искомых сил. Точка пересечения этих прямых определит величины искомых векторов и их действительные направления.
Определим величины реакций в кинематических парах:
R 12 = * = 1/2 * 377,8 = 188,9 Н
R В = * = 1/2 * 55,4 = 27,7 Н
2.5 Силовой расчёт ведущего звена.
Ведущее звено обычно уравновешено, то есть центр масс его находится на оси вращения. Для этого требуется, чтобы сила инерции противовеса, установленного на продолжении кривошипа ОА, равнялась силе инерции звена ОА:
m = M 1 /l OA = 3.125/0.125 = 25 кг - масса единицы длины.
Отсюда можно определить массу противовеса m 1 , задавшись её расстоянием r 1 от оси вращения. При r 1 = 0,5 * l m 1 = M 1 (масса звена ОА).
В точке А на 1 звено со стороны 2 звена действует сила R 21 , момент которой относительно точки О равен уравновешивающему моменту.
В точке О при этом возникает реакция R О, равная и противоположно направленная силе R 21 . Если сила тяжести звена соизмерим с силой R 21 , то её необходимо учесть при определении реакции опоры О, которая может быть получена из векторного уравнения:
2.6 Силовой расчёт ведущего звена методом Жуковского.
К плану мгновенных скоростей механизма, повернутому на 90 0 в сторону вращения, прикладываем все силы, действующие на механизм, и составляем уравнение моментов действующих сил относительно полюса.
Основные виды рычажных механизмов.
1. Кривошипно-ползунный механизм.
а) центральный (рис.1);
б) внеосный (дезоксиальный) (рис.2);
е - эксцентриситет
Рис. 2
1-кривошип, т.к. звено совершает полный оборот вокруг своей оси;
2-шатун, не связан со стойкой, совершает плоское движение;
3-ползун (поршень), совершает поступательное движение;
1 - кривошип;
2 - камень кулисы (втулка) вместе с зв.1 совершает полный оборот вокруг А (w1 и w2 одно и тоже), а также движется вдоль зв.3, приводя его во вращение;
3 - коромысло (кулиса).
В процессе проектирования конструктор решает две задачи:
· анализа (исследует готовый механизм);
· синтеза (проектируется новый механизм по требуемым параметрам);
Лекция 2.
Глава 1. Анализ рычажных механизмов .
В данной главе будут рассмотрены вопросы:
1. структурный анализ механизма (изучение строения механизма);
2. изучение классов и видов кинематических пар.
3. определение числа степеней свободы механизма и определение наличия или отсутствия избыточных связей; в случае наличия - дать рекомендации по способу их устранения;
4. кинематический анализ механизма.
Примечание :
Кинематическая пара существует, если не происходит деформации звеньев, образующих эту пару, и не должно происходить отрыва звеньев одно от другого, образующих кинематическую пару.
Примечание:
Ограничения, накладываемые на независимые движения звеньев, образующих кинематическую пару, называются - условия связи S.
Число степеней свободы механизма
где Н - подвижность .
Любое незакрепленное тело в пространстве имеет 6 степеней свободы, на плоскости - 3.
Классификация кинематических пар проводят либо числу связей, либо по числу подвижностей:
Число связей Класс КП Число подвижностей
S=1 P I H=5
S=2 P II H=4
S=3 P III H=3
S=4 P IV H=2
S=5 P V H=1
Существует 5 классов кинематических пар.
Примеры различных КП смотри рис. 4-95.
Кинематические пары по характеру контакта звеньев, образующих КП, разделяют на:
1. низшие:
· вращательные;
· поступательные;
2. высшие.
Контакт звеньев в низшей КП осуществляется по поверхности. Контакт звеньев в высшей КП - либо по линии, либо в точке.
§1.2 Определение числа степеней свободы рычажных механизмов.
1.2.1 Плоские механизмы.
В плоском механизме все звенья движутся в одной плоскости, все оси параллельны друг другу и перпендикулярны плоскости механизма.
ФОРМУЛА ЧЕБЫШЕВА : W пп =3n -2p н -p в ,
Где n - число подвижных звеньев механизма, р н - число низших КП, р в - число высших КП.
Рис.1.2.1
1.2.2 Пространственные механизмы.
В пространственном механизме оси непараллельны, звенья могут двигаться в разных плоскостях.
W пр = 6n - (S 1 + S 2 + S 3 + S 4 + S 5)
Допустим, что механизм, изображенный на рис.1.2.1 - пространственный и все кинематические пары 5-го класса, т.е. одноподвижны A V ,B V ,C V ,D V , тогда
W пр = 6n - (5p V +4p IV +3p III +2p II+ p I)
W пр = 6 . 3 - 5 . 4 = -2 à статически неопределимая ферма.
Для получения W действ =0, необходимо добавить 3 движения.
q= W действ - W пр = 1 - (-2) = 3,
где q - избыточные связи .
Для того чтобы их устранить, надо изменить класс некоторых кинематических пар, при этом нельзя изменять класс КП А. Поэтому, сделаем КП В - сферическим шарниром, т.е. 3-го класса (добавим 2 подвижности), а КП С - 4-го класса (добавим 1 подвижность). Тогда
W пр = 6 . 3 - (5 . 2 + 4 . 1 + 3 . 1) = 18 - 17 = 1
ФОРМУЛА СОМОВА-МАЛЫШЕВА: W пр = 6 . n - ΣS i + q
§1.3 Кинематический анализ рычажных механизмов.
1.3.1 Основные понятия и определения.
Зависимость линейных координат в какой-либо точке механизма от обобщенной координаты - линейная функция положения данной точки в проекциях на соответствующие оси координат .
Зависимость угловой координаты какого-либо звена механизма от обобщенной координаты - угловая функция положения данного звена.
Первая производная линейной функции положения точки по обобщенной координате - линейная передаточная функция данной точки в проекциях на соответствующие оси координат (иногда называют «аналог линейной скорости…»)
полная скорость т. С будет 
Первая производная угловой функции положения звена по обобщенной координате - передаточное отношение .
Вторая производная линейной функции положения по обобщенной координате - аналог линейного ускорения точки в проекциях на соответствующие оси .
Вторая производная угловой функции положения звена по обобщенной координате - аналог углового ускорения звена .
1.3.2 Аналитический способ определения кинематических параметров рычажных механизмов.
Дано: w 1 , l AB , l BS 2 , l BC , l AC
Определить: v i , a i , w 2 , e 2 .
Для исследования плоских рычажных механизмов для решения данной задачи целесообразно использовать метод проецирования векторного контура на оси координат.
Для определения функции положения точки С представим длины звеньев в виде векторов.
Условие замкнутости данного контура:
(3)
рис.1.3.2 из (3) следует, что
(4)
Лекция 3.
Продифференцируем (3) по обобщенной координате:
(5)
Продифференцируем (2) по обобщенной координате:
Если необходимо определить функции положения центра масс, то вы делим векторный контур ABS 2
Условие замкнутости данного векторного контура имеет вид:
(6)
(7)
Продифференцируем (7) по обобщенной координате и получим аналоги линейных скоростей точек S 2 в проекциях на оси х и у:
(9)
Глава 2. Анализ машинного агрегата.
В данной главе будут рассмотрены следующие вопросы:
1. Силы и моменты, действующие в машинном агрегате.
2. Переход от расчетных схем машинных агрегатов к динамическим моделям.
3. Расчет усилий в кинематических парах основного механизма рабочей машины.
4. Определение законов движения главного вала (входного звена) рабочей машины под действием приложенных сил и моментов при различных режимах работы машинного агрегата.
§2.1 Силы и моменты, действующие в машинном агрегате.
2.1.1 Движущиеся силы и моменты F д и М д .
Работа движущих сил и моментов за цикл положительна: А д >0.
Цикл - промежуток времени, по истечению которого все кинематические параметры принимают первоначальное значение, а технологический процесс, происходящий в рабочей машине, начинает повторяться вновь.
2.1.2 Силы и моменты сопротивления (F с, M с).
Работа сил и моментов сопротивления за цикл отрицательна: А c <0.
2.1.3 Силы тяжести (G i).
Работа силы тяжести за цикл равна нулю: А Gi =0.
2.1.4 Расчетные силы и моменты (Ф Si, M Фi).
Ф Si, M Фi - Главные векторы сил инерции и главные моменты от сил инерции.
2.1.5 Реакции в кинематических парах (Q ij).
§2.2 Понятие о механических характеристиках.
Механическая характеристика 3-х фазного асинхронного двигателя.
Индикаторная диаграмма ДВС
H - ход поршня в поршневой машине
(расстояние между крайними
положениями поршня)
Индикаторная диаграмма насоса
Как правило, из паспорта известен диаметр поршня, по нему можно определить площадь S п = p . d 2 /4, тогда сила: F=p . S п
Правило знаков сил и моментов :
· Сила считается положительной, если она по направлению совпадает с направлением движения того звена, к которому эта сила приложена.
· Момент считается положительным, если его направление совпадает с направлением угловой скорости вращения данного звена.
Имея механическую характеристику поршневой машины и учитывая правило знаков, то можно перестроить в график сил (см. лабораторную работу №4).
Основной вывод:
В течение всего цикла работы поршневой машины сила, приложенная к поршню, будет изменяться как по величине, так и по направлению, это в свою очередь приводит к колебаниям угловой скорости главного вала рабочей машины.
§2.3 Понятие о расчетной схеме машинного агрегата и переход от нее к динамической модели.
На расчетной схеме машинного агрегата отмечают основные силовые факторы, действующие в машинном агрегате; основные массы звеньев, влияющих на закон движения машинного агрегата; и основные жесткости валов. На рис.5-92 показан переход от реальной схемы к расчетной схеме (а) и от нее к динамической модели.
Практически все автомобили на заводе снабжают домкратом. Как правило, простым ромбическим или рычажно-винтовым. В инструментальных магазинах выбор значительно шире
Домкрат - дальний родственник той мега-оглобле, которой Архимед собирался перевернуть нашу многострадальную планету. Спустя тысячелетие после эпохи великого геометра домкраты, ставшие более сложными механизмами уже из двух оглобель, широко применялись в просвещенной Европе как средство отжима замков, а иногда и целых городов посредством поднятия или разламывания городских ворот. Говорят также, что именно домкрат положил начало промышленному шпионажу. В Россию его привёз Петр Первый вместе с табаком, картофелем и запретом барбершопов. Собственно, слово dommekracht означает ни что иное как «подъёмник грузов». В наше время магазины, специализирующиеся на инструментах и автопринадлежностях, продают несколько их разновидностей, различающихся конструкцией и способом применения.
1. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ БУТЫЛОЧНЫЕ
от 700 до 25 000 ₽
Пик популярности этих домкратов пришёлся на середину прошлого века. Это надёжная прочная конструкция, представляющая собой два цилиндра, соединенных каналом, типа сообщающихся сосудов, и двух поршней, один из которых поднимает груз, а второй нагнетает давление с помощью рычага. Существует два типа таких домкратов - с выдвижной винтовой штангой и без неё. Они так и называются - одно- и двухштоковые (двухштоковые поднимают на большую высоту). Главный минус всех бутылочных гидравлических домкратов - большая начальная высота упора, а главный плюс в том, что их подъёмная сила может быть очень велика. Например, для грузовиков и спецтехники продаются домкраты, способные при собственном весе в несколько десятков килограммов поднимать до 100 тонн! Недостаток, определяющийся высотой подхвата, вынуждает тщательнее относиться к точкам установки пяты. Как правило, это или усиления на рёбрах кузовных деталей, или специальные площадки, или балка моста. У грузовиков и внедорожников - рычаги. С учётом того что бутылочные домкраты не самые устойчивые, техника безопасности требует при работе с автомобилем ставить его на дополнительные упоры. Стоимость - от 700 рублей за 2-тонного до 25 тыс. рублей за 100-тонного монстра.
2. БУТЫЛОЧНЫЕ ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ
от 7 000 до 19 000 ₽
Отдельная каста домкратов - бутылочные пневматические. Нужны они там, где что-то приходится поднимать быстро и часто, поскольку это одно из главных их преимуществ. В отличие от гидравлических, где привод подъёмного механизма осуществляется вручную, с пневматическими домкратами работает компрессор. Понятно, что они не слишком часто встречаются в обычных гаражах и мелких мастерских. Характеристики пневматических бутылочных домкратов, их габариты и принцип действия аналогичны гидравлическим. Цена - от 7 до 19 тыс. рублей.
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ЗАЦЕПНОЙ
от 10 000 до 74 000 ₽
В случаях когда обычный гидравлический домкрат бутылочного типа невозможно установить из-за малого дорожного просвета, используют зацепные домкраты. Особенно популярны они в местах, где работают тяжёлые складские погрузчики. Принцип действия зацепных домкратов такой же, как и бутылочных, но к подъёмному штоку присоединен L-образный зацеп. Они тяжелее аналогичных бутылочных, почти не отличаясь по грузоподъёмности. Есть рассчитанные на 2,5 т, есть - на 50 т. Высота подъёма зависит от конструкции, но в принципе она ниже бутылочного классического и уж тем более двухштокового. Если вам не нужно поднимать тяжёлые станки, то особого смысла доплачивать за сверхнизкий зацеп нет. Тем более что этим зацепом автомобиль практически не за что зацепить… Цена - от 10 до 74 тыс. рублей.
4. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ
от 20 000 ₽
Конструкция домкратов с приводом подъёмного устройства сжатым воздухом не ограничивается бутылочным типом. Есть ещё и те, у которых основу составляют воздухонепроницаемый мешок и система клапанов… В виде своего рода гармошки на металлической станине и со стальным подпятником или буквально в виде большого мешка. Первые особенно популярны там, где важна скорость - они способны поднять груз массой 2 т на высоту 380 мм за 5 секунд при рабочем давлении около 5 атм. При этом высота подхвата составит всего 165 мм, а необходимое давление обеспечит даже небольшой компрессор с ресивером. Правда, они не рассчитаны на длительное удержание груза и требуют дополнительного упора. Устойчивость же при подъёме обеспечивает встроенная в конструкцию телескопическая штанга. Промышленные «воздушные» домкраты довольно дороги - от 20 тыс. рублей.
5. ПОДКАТНЫЕ ДОМКРАТЫ
от 700 до 10 000 ₽
В наше время этот вид домкратов становится не менее популярным, чем бутылочные. В классическом исполнении он состоит из станины на колёсиках с горизонтальным гидроцилиндром и поднимающимся рычагом с упорной пятой разных конфигураций. Приводится в действие рукоятью, которая по совместительству может служить, скажем, баллонным ключом. Высота подхвата, как правило, не превышает 100 мм, а высота подъёма достигает 500 мм! Домкраты с ручным приводом обычно обладают умеренной грузоподъёмностью - от 1 до 5 т. Они довольно тяжёлые, габаритные и не предназначены для перевозки в легковом автомобиле. Могут работать на разных поверхностях, устойчивы, но предпочитают ровный твёрдый пол. Ценовая линейка широчайшая. Можно найти модель неизвестного производителя за 700 рублей и многофункциональное устройство от именитой фирмы за 10 тыс.
6. ДОМКРАТЫ НОЖНИЧНОГО ТИПА
от 16 000 до 25 000 ₽
Ещё одна разновидность подкатных домкратов. Конструкция позволяет им складываться наподобие ножниц (отсюда и название). Предназначены как для работы с низкорасположенным грузом, так и с большой высотой подъёма (до 700–800 мм). Причём может использоваться в два этапа: сперва груз отрывается от земли, а после с помощью подставки переставляется на пяту на корпусе насоса и поднимается до нужной высоты. Как правило, способны поднять с высоты зацепа в 70–80 мм вес в 4–7 т на уровень в три четверти метра. Стоят такие от 16 тыс. рублей за 4-тонный до 25 тыс. рублей за 7-тонный.
7. ДОМКРАТЫ-«КРОКОДИЛЫ»
от 10 000 до 30 000 ₽
По сути это подкатные домкраты, но большей мощности и с большей высотой подъёма опорной пяты. Такие нужны для профессиональной работы с коммерческими автомобилями, прицепами, сельскохозяйственной и спецтехникой. Грузоподъёмность в 10–20 т для них не является чем-то особенным, но при этом и весят они до 240 кг. Будучи профессиональным оборудованием, стоят «крокодилы» от 10 до 30 тыс. рублей и в гаражах автолюбителей встречаются редко.
Отдельным блоком мы разместили так называемые «джиперские домкраты». При том что каждый внедорожник вне зависимости от класса оснащён заводским домкратом, для езды по бездорожью ему обычно нужно более серьёзное оборудование. Самые популярные офф-роуд домкраты - реечные и надувные.
8. ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИЕ
от 10 000 до 14 000 ₽
Но самым интересным домкратом можно назвать электрогидравлический. Это сравнительно новый вид подъёмного устройства, в конструкции которого совмещены насос-гидромотор и домкрат бутылочного типа. Правильнее было бы назвать его электропневмогидравлическим, но получается очень уж длинно, поэтому название сокращают. Принцип работы подъёмного механизма прост - компрессор приводит в действие пневмоцилиндр, который давит на плунжер гидравлической системы. Высота подъёма - от 155 до 500 мм. Есть интересная комплектация с гайковёртом ударного типа, упрощающим, к примеру, замену колеса. Интересно было бы попробовать такой на бездорожье, но, поскольку информации о защищённости конструкции от влаги и пыли нет, можно делать это только на свой страх и риск. Довольно высокая стоимость, от 10 до 14 тыс. рублей, компенсируется тем, что вы получаете сразу два устройства - компрессор и домкрат.
9. НАДУВНЫЕ
от 3 000 до 5 000 ₽
Внутри домкратов, которые используют выхлопные газы или воздух автомобильного компрессора - пустота. Это большие мешки из прочной воздухонепроницаемой ткани со шлангом с системой клапанов и раструбом для присоединения к выхлопной трубе. В настоящее время их оснащают дополнительными секциями шланга со штуцером, позволяющим подсоединяться к автомобильному компрессору. Грузоподъёмность пневматических домкратов, как правило, 3–4–5 т. Отлично подходят для внедорожников, штурмующих бездорожье в заводской комплектации. При установке достаточно засунуть домкрат под днище, стараясь избегать горячих точек и острых выступающих деталей. Надувается он быстро, а спущенный укладывается в штатную сумку. Их стоимость невысока - от 3 до 5 тыс. рублей. По причине крайней неустойчивости они не приспособлены для ремонтных работ, зато отлично показали себя на слабых грунтах, в песке и глине. А вот для камней и буреломов потребуется жёсткая подложка.
10. РЕЕЧНЫЕ ДОМКРАТЫ
от 5 000 до 10 000 ₽
Самый известный вариант реечного домкрата представляет собой популярный фермерско-джиперский High Lift Jack и его многочисленные разновидности. В названии скрывается главная характеристика - длина рейки. Она может быть и 60, и 160 см. Грузоподъёмность наиболее популярных образцов примерно одинакова и составляет 3–4 т. Деталями, влияющими на выбор, могут стать размеры опорной платформы, высота подхвата, качество материала, из которого изготовлена рейка и детали подъёмного механизма. Определить это можно лишь косвенно по цене, марке и отзывам пользователей. Реечные домкраты потенциально наиболее травмоопасные и требуют определённых навыков, особенно в условиях бездорожья. Цена зависит от длины и производителя, средней считается 10 USD за 10 см рейки, то есть 5–10 тыс. рублей. К реечным домкратам продают комплекты дополнительного оборудования, например, платформу для мягких грунтов, крюки для захвата за колесо, упоры на рейку. Кроме того, реечный домкрат обладает уникальной способностью работать как мощная, хотя и довольно медленная лебёдка. Как правило, требует наличия в автомобиле специально подготовленных мест для установки крюка подхвата, которые представляют собой вырезы в силовых бамперах, наваренные площадки на порогах, или специального устройства для захвата за диск. И не забывайте про площадку для пяты - тонет хай-джек в мягком грунте великолепно.
НЕ СТОЙ ПОД ГРУЗОМ…
Нельзя оставить без внимания такой важный вопрос, как техника безопасности. Ни один производитель не рекомендует использовать при работе под машиной один лишь домкрат - обязательно нужны надёжные упоры. Ну а в случае с реечным домкратом требования безопасности настолько серьёзны, что мы не советуем использовать его, если у вас нет возможности пройти курс обучения у того, кто умеет это делать. Что касается рекомендаций, то мы бы советовали купить подкатной домкрат с подъёмной силой в 2–3 тонны для гаража и надувной для бездорожья. А если хочется всего и сразу, то электрогидравлический.
Текст
Игорь Губарь
Фотографи
ТД Сорокин
Рычажные механизмы. Часть 1
К рычажным механизмам относятся механизмы, состоящие из звеньев совершающих вращательное, поступательное или плоско – параллельное движение. Эти механизмы отличаются простотой, высоким КПД и большой нагрузочной способностью, однако они не могут обеспечить любой закон движения ведомого звена, что в некоторой степени ограничивает их применение в технике.
В технологическом оборудовании широко используются следующие виды рычажных механизмов: механизмы шарнирного четырехзвенника, кривошипно-шатунные механизмы, кулисные механизмы. Рассмотрим примеры и конструктивные особенности рычажных механизмов.
Механизмы шарнирного четырехзвенника
Механизмы шарнирного четырехзвенника в свою очередь делятся на три типа: двухкривошипные, в которых ведущее и ведомое звено могут совершать полный оборот (см. Рис. 1а), кривошипно-коромысловые, в которых ведущее звено кривошип вращается, а ведомое коромысло совершает качательное движение (см. Рис. 1б) и двух коромысловые, в которых и ведущее и ведомое звенья совершают качательное движение (см. Рис. 1в).
Примером двухкривошипного механизма может служить механизм переноса длинномерной заготовки из углового проката со стеллажа на рольганг технологического оборудования, конструктивная схема которого показана на Рис. 2. Он состоит из двух четырехлучевых звездочек 1 и 2, установленных на валах 3 и шарнирно соединенных между собою посредством осей 5 четырьмя ложементами 4, в которые укладываются при переносе заготовки 6, образуя, таким образом, четыре двухкривошипных механизма. При этом валы 3 на подшипниках скольжения расположены в корпусах 7 и 8, которые посредством кронштейнов 9 установлены на общей раме 10.
Еще одним представителем механизмов шарнирного четырехзвенника являются двухкоромысловые механизмы (см. Рис. 3), которые применяется, как правило, для изменения (увеличения, уменьшения) угла качания ведомого коромысла или изменения создаваемого на нем усилия.
На Рис. 3а показан двухкоромысловый механизм, конструкция которого (соотношение длин и взаимное расположение коромысел 1 и 3) позволяет увеличить угол качания β α ведущего коромысла 1. На Рис. 3б показан двухкоромысловый механизм, конструкция которого (соотношение длин и взаимное расположение коромысел 1 и 3) позволяет уменьшить угол качания β ведомого коромысла 3 по отношению к углу качания α ведущего коромысла 1. Если в механизме, показанном на Рис. 3а , ведущим будет звено 3 совершающее вращение с полным оборотом, а в механизме, показанном на Рис. 3б , его ведущее звено 1 будет совершать полный оборот, то эти двухкоромысловые механизмы превратятся в кривошипно-коромысловые. Данные механизмы редко применяются в качестве силовых исполнительных механизмов машин и оборудования, поскольку могут работать только при ограниченной величине углов качания (60 – 90 град.) из-за возрастающей величины потерь при передаче усилий от ведущего звена к ведомому, при увеличении углов качания кривошипов. Такие механизмы обычно используются как вспомогательные, работающие с небольшими скоростями и нагрузками. Рассмотренный тип механизмов часто используется в качестве исполнительного в различного рода кантователях.
Рис. 4. Кантователь для опрокидывания стола формовочной машины.
На Рис 5 показана конструкция сварочного кантователя, поворотные губки
которого являются ведомыми коромыслами шарнирных четырехзвенников имеющих общее ведущие коромысло. Он содержит, установленный на раме 1, приводной пневмоцилиндр 2, шток 3 которого посредствам двуплечего рычага 7, ведомое плечо которого является ведущим коромыслом двух шарнирных четырехзвенников содержащих тяги 8 и 9, шарнирно соединенные с устновленными на общей оси 4 поворотными губками 5 и 6, являющимися ведомыми коромыслами этих четырехзвенников.
Работает кантователь следующим образом. После окончания сварки первого шва изделия 11 подается команда на включение пневмоцилиндра 2, шток 3 которого втягивается и сводит поворотные губки 5 и 6, устанавливая, при этом, свариваемое изделие 11 в вертикальное положение (в это время опорные ролики 10 перекатываются по полке изделия). В результате этого центр тяжести свариваемого изделия 11 перемещается на противоположную сторону опорной призмы (на Рис 5 не показана) и при последующем разведении рычагов 5 и 6, что происходит при выдвижении штока 3 пневмоцилиндра 2, изделие укладывается в положение удобное для сварки второго шва.
конструктивного исполнения механизмов шарнирного
четырехзвенника (см. Рис. в таб.) с описание их работы
Кривошипно-шатунные механизмы
Кривошипно-шатунные механизмы из всех видов рычажных механизмов получили наибольшее распространение в технике благодаря простоте кинематики, позволяющей сравнительно легко преобразовывать вращательное движение в поступательное, что позволяет использовать их в исполнительных механизмах технологического оборудования, например, в механических прессах, и поступательное движение во вращательное, что позволяет их использовать как исполнительный меха- низм двигателя внутреннего сгорания. Кривошипно-шатунный механизм состоит из, установленного в станине с возможностью вращения кривошипа 1 (коленчатого или эксцентрикового вала), шарнирно соединенного с ним шатуна 2, который шарнирно соединен с ползуном 3, осуществляющим при вращении кривошипа 1 возвратно-поступательное движение в направляющих станины 4 (см. Рис. 9).
Рис. 9. Кривошипно-шатунный механизм.
В данном разделе полной версии статьи содержится 9 примеров
конструктивного исполнения кривошипно – шатунных
Кулисные механизмы
Кулисные механизмы – это механизмы, содержащие два специфических звена: кулису и кулисный камень (см. Рис. 16), каждое из которых, совершая вращательное или качательное движение, поступательно перемещаются друг относительно друга. Наличие двух таких звеньев в механизме приводит к различной скорости перемещения ведомого звена, при его прямом и обратном ходе, что в отдельных случаях является преимуществом механизма, а в отдельных случаях недостатком и в целом определяет область его использования. Существует два основных типа кулисных механизмов различающихся по тому, какое движение совершает кулиса, это механизмы с качательным и вращательным движением кулисы
Рис. 16. Типы кулисных механизмов
На Рис. 16а показан механизм с качательным движением кулисы
состоящий из кривошипа 1, на оси 2 которого размещается кулисный камень 3, имеющий возможность поступательного перемещения в пазу кулисы 4, шарнирно установленной на неподвижной стойке посредством оси 5 и совершающей качательное движение при вращении кривошипа 1. При этом кулиса 4 совершает прямой ход при повороте кривошипа 1 на угол а
, а обратный ход при повороте кривошипа на угол В
, что приводит к различию скоростей прямого и обратного хода по причине неравенства этих углов. На Рис. 16б показан механизм с вращательным движением кулисы
состоящий из кривошипа 1, на оси 2 которого размещается кулисный камень 3 и кулисы 4, шарнирно установленной на неподвижной стойке посредством оси 5 и совершающей при вращении кривошипа 1 вращательное движе-ние. При такой схеме кулисного механизма различие скорости прямого и обратного хода кулисы также определяется разницей углов а
и В
.
По сравнению с механизмом шарнирного четырехзвенника используемого для таких же целей (см. Рис. 3), кулисный механизм позволяет проще обеспечить компоновку ведущего кривошипа и ведомой кулисы разместив их симметрично относительно общей оси, что бывает необходимо при проектировании. Но, при этом кулисный механизм имеет увеличенные потери за счет дополнительного трения скольжения в кулисной паре и поэтому находит применение в основном в мало нагруженных, вспомогательных механизмах технологического оборудования.
В данном разделе полной версии статьи содержится 6 примеров
конструктивного исполнения кулисных
механизмов (см. Рис. в таб.) с описанием их работы
Рычажные механизмы с дополнительными
конструктивными элементами
При использовании рычажных механизмов в составе технологического оборудования и оснастки для обеспечения эффективной работы в него встраиваются дополнительные конструктивные элементы, которые позволяют решать следующие задачи:
− регулировать величину хода выходного звена (ползуна, рычага, кулисы),
− регулировать исходное (конечное) положение выходного звена,
− предохранять детали механизма от поломки,
− сообщать выходному звену сложное движение
− включать и выключать работу механизма,
Рассмотрим примеры конструктивного выполнения таких рычажных механизмов. Регулирование величины хода выходного звена рычажного механизма осуществляется двумя способами, изменением соотношения плеч рычага, или изменением величины эксцентриситета ведущего кривошипа.
Рис 26 Конструкция устройства, позволяющего регулировать длину его ведущего плеча.
На Рис 26 показана конструкция устройства, встроенного в рычаг малонагруженного рычажного механизма, позволяющего регулировать длину его ведущего плеча. В этот рычаг, состоящий из ведущего 1 и ведомого 2 плеч и установленный на оси 3, встроен палец 6, шарнирно, посредствам оси 5 соединенный с ведущей тягой 4 и фиксируемый в требуемом положении в пазу 10, а в его резьбовое отверстие пропущен регулировочный винт 7. При этом, ведомое плечо 2 рычага шарнирно посредствам оси 8 соединено с ведомым звеном рычажного механизма. При выполнении регулировки длины ведущего плеча 1 рычага производится раскручивание гайки 9, затем перемещение в ту или другую сторону пальца 6 по пазу ведущего плеча 1 рычага регулировочным винтом 7 и после этого выполняется последующее стопорение пальца 6 гайкой 9.
Рис 27 Конструкция кривошипно – шатунного механизма с устройством для регулировки величины хода его выходного звена
На Рис 27 показана конструкция кривошипно – шатунного механизма со встроенным устройством для регулировки величины хода его выходного звена, которое выполнено в виде промежуточного двуплечего рычага с регулируемой длиной ведущего плеча, Он содержит ведущий кривошипный вал 1, на мотылевой шейке которого установлен шатун 2, шарнирно соединенный посредствам оси 3 с промежуточным двуплечим рычагом 5, установленным на станине посредствам оси 6, а с помощью оси 7 соединенным с ведомой тягой 8. При этом на промежуточном рычаге 5 посредствам оси 9 шарнирно установлен ходовой винт 10, на котором расположена гайка (гайка на Рис 34 не показан) шарнирно соединенная с осью 3 шатуна 2 и имеет возможность, как ползушка, перемещаться в радиусном пазу 4 промежуточного рычага 5. При вращении ходового винта 10 шатун 2 поворачивается на угол αi что приводит к изменению величины ведущего плеча промежуточного рычага 5, а изменяющееся при этом, соотношение длин его ведомого и ведущего плеч позволяет менять величину хода ведомой тяги 8 механизма. Рассмотренное устройство для регулировки хода выходного звена механизма выгодно отличается от рассмотренного ранее тем, что оно позволяет при выполнении регулировки сохранять исходное положение выходного звена (тяги 8), что обеспечивается наличием в промежуточном рычаге 5 радиусного паза 4, центр которого совпадает с осью кривошипного вала 1, поэтому при выполнении регулировки поворот шатуна 2 не меняет положение промежуточного рычага 5.
В данном разделе полной версии статьи содержится 12 примеров
конструктивного исполнения рычажных механизмов
с дополнительными конструктивными элементами
(см. Рис. в таб.) с описание их работ
ы
Зубчато – рычажные механизмы.
Комбинация рычажных механизмов с зубчатыми передачами позволяет создать механизмы с новыми нехарактерными для обоих свойствами. Чаще всего такие механизмы используются для получения выстоя выходного звена, но в ряде случаев они могут позволять получать различные траектории движения выходного звена, а также изменять величину и скорость его перемещения
Рис 36 Конструкция зубчато – рычажного механизма позволяющая получить удвоенное число возвратно-поступательного перемещения ведомого звена по отношению к ведущему.
На Рис 36 показана конструкция зубчато – рычажного механизма позволяющая получить удвоенное число возвратно-поступательного перемещения ведомого звена по отношению к ведущему. Ведущим элементом этого привода является тяга 1, которая сообщает качательное движение рычагу 2, связанному с зубчатым колесом 3 и свободно поворачивающимся с этим колесом на оси 4. Зубчатое колесо 3 сообщает вращение колесу 5, связанному с рычагом 7, установленным на оси 6. Палец 10 рычага 7, перемещаясь в пазу кулисы 9, сообщает движение тяге 8. Оси 4 и 6 смонтированы в неподвижном корпусе 11, установленном на станине. На Рис 36б,в тяга 1 показана в крайних правом и левом положениях, что соответствует началу и середине цикла ее движения. Кулиса 9 в обоих случаях занимает одно и то же положение, поскольку она совершает полный цикл и возвращается в исходное положение. Рычаг 2 перемещается тягой 1 из положения, показанного на Рис 36а влево, вследствие чего, зубчатое колесо 3 совершает определенную часть оборота. Зубчатое колесо 5, находящееся в зацеплении с колесом 3, совершает такой же поворот в противоположном направлении. Рычаг 7, соединенный с колесом 5 поворачивается вместе с ним, а палец 10 перемещается вниз по пазу кулисы 9. До пересечения пальцем 10 центра оси 6, кулиса поворачивается вправо и доходит до крайнего положения (см. Рис 36в). При дальнейшем движении тяги 1 палец 10 опускается ниже центра оси 6 и перемещает кулису 9 в обратном направлении, т. е. влево. В момент достижения тягой 1 крайнего левого положения кулиса 9 также занимает свое крайнее левое положение, делая двойной ход за время совершения тягой 1 только хода вперед. За время совершения тягой 1 обратного хода кулиса 9 совершает еще один двойной ход.
В данном разделе полной версии статьи содержится 4 примера
конструктивного исполнения зубчато – рычажных
механизмов (см. Рис. в таб.)
Полная версия статьи, включает 24 страниц текста и 41 чертеж.
ЛИТЕРАТУРА.
1. Игнатьев Н. П. Основы проектирования Азов 2011г.
2. Игнатьев Н. П. Проектирование механизмов Азов 2015г.
Статья написана на основании информации из соответствующих разделов работы автора «Основы проектирования» изданной в 2011г и работы автора «Проектирование механизмов» , изданной в 2015г.
Для приобретения полной версии статьи добавьте её в корзину,
Стоимость полной версии статьи 200 рублей.
] Учебник для машиностроительных вузов. 2-е издание, переработанное и дополненное. Авторы: Алексей Николаевич Банкетов, Ю.А. Бочаров, Н.С. Добринский, Е.Н. Ланской, В.Ф. Прейс, И.Д. Трофимов. Под редакцией А.Н. Банкетова, Е.Н. Ланского.
(Москва: Издательство «Машиностроение», 1982)
Скан, обработка, формат Djv: АЧ, 2003
- КРАТКОЕ ОГЛАВЛЕНИЕ:
Предисловие (3).
Введение (5).
Раздел I. КРИВОШИПНЫЕ МАШИНЫ
Глава 1. Классификация кривошипных машин, кинематика и статика кривошипно-рычажных механизмов (10).
Глава 2. Ползуны, шатуны и коленчатые валы (30).
Глава 3. Муфты и тормоза (59).
Глава 4. Зубчатые передачи, приводные валы, подшипники и средства защиты машин от перегрузки (77).
Глава 5. Станины, подушки и фундаменты машин (93).
Глава 6. Уравновешивание кривошипно-ползунных механизмов. Динамика кривошипных прессов (116).
Глава 7. Энергетика и КПД кривошипных прессов (125).
Глава 8. Система смазки и устройства по технике безопасности (137).
Глава 9. Монтаж, наладка и исследования машин (145).
Глава 10. Кривошипные прессы общего назначения (147).
Глава 11. Вытяжные прессы (155).
Глава 12. Кривошипные ножницы (165).
Глава 13. Кузнечно-штамповочные автоматы для объемной штамповки (180).
Глава 14. Листоштамповочные автоматы (210).
Глава 15. Горячештамповочные кривошипные прессы (219).
Глава 16. Чеканочные кривошипно-коленные прессы (223).
Глава 17. Горизонтально-ковочные машины (231).
Глава 18. Обжимные машины (241).
Глава 19. Перспективы усовершенствования кривошипных прессов (248).
Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ
Глава 20. Основные понятия (251).
Глава 21. Гидравлические прессы с насосным безаккумуляторным приводом (259).
Глава 22. Гидравлические прессы с насосно-аккумуляторным приводом. (283).
Глава 23. Гидравлические прессы с мультипликаторным приводом и КПД гидропрессовых установок (302).
Глава 24. Клапаны, распределители и трубопроводы гидропрессовых установок (313).
Глава 25. Основные детали гидравлических прессов (322).
Глава 26. Основные тины гидравлических прессов. Перспективы развития прессостроения (338).
Раздел III. МОЛОТЫ
Глава 27. Общие сведения (351).
Глава 28. Паровоздушные молоты (364).
Глава 29. Приводные пневматические молоты (400).
Глава 30. Гидравлические и газогидравлические штамповочные молоты (411).
Глава 31. Газогидравлические высокоскоростные молоты (419).
Глава 32. Взрывные высокоскоростные молоты (427).
Глава 33. Фундаменты молотов (430).
Глава 34. Перспективы усовершенствования молотов (437).
Раздел IV. ВИНТОВЫЕ ПРЕССЫ
Глава 35. Общие сведения (439).
Глава 36. Теория винтовых прессов (454).
Глава 37. Конструкция винтовых прессов и особенности расчета их деталей (479).
Раздел V. РОТАЦИОННЫЕ МАШИНЫ
Глава 38. Общие сведения. Правильные и гибочные машины (488).
Глава 39. Дисковые ножницы (500).
Глава 40. Ковочные вальцы, для продольной и поперечной вальцовки, специальные ротационные машины (509).
Раздел VI. РОТОРНЫЕ И ИМПУЛЬСНЫЕ МАШИНЫ. СТАТЫ
Глава 41. Роторные и роторно-конвейерные машины-автоматы (523).
Глава 42. Импульсные машины и установки (535).
Глава 43. Гидростатические и пневмостатические машины (550).
Раздел VII. ЭЛЕМЕНТЫ ТЕОРИИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН (553).
Список литературы (563).
Предметный указатель (565).
Аннотация издательства:
Дана классификация современных кузнечно-штамповочных машин, изложены основные принципы и методы расчета и конструирования узлов и деталей, приведены кинематические схемы.
Во 2-м издании (1-е издание 1970 г.) освещены новейший опыт создания прогрессивных кузнечно-штамповочных машин, а также перспективы развития в этой области.
