Проектирование деталей и механизмов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Кинематическое исследование механизма

2. Динамический синтез плоского кулачкового механизма

3. Проектирование зубчатых передач

4. Кинетостатическое исследование плоского механизма

Литература

1. Кинематическое исследование механизма

Дано:

ОА = 55 мм

АВ = 275 мм

АС = 120мм

СЕ = 155 мм

EF = 240 мм

а = 325 мм

b = 155 мм

с = 0

n_д = 1450 об/мин

Задача кинематического исследования механизмов состоит в определении:

1) Положений механизма в различные моменты времени;

2) Траектории некоторых точек звеньев;

3) Величины и направления линейных скоростей и ускорений точек, угловых скоростей и ускорений звеньев.

Для механизмов с одной степенью подвижности задаются законом движения одного из звеньев, обычно главного вала машины. Это звено называется ведущим.

Определение перечисленных кинематических характеристик производится в пределах одного периода (цикла) установившегося движения механизма для нескольких положений, что дает возможность с достаточным приближением решить поставленную задачу. Без задания упомянутых кинематических параметров конструктор не может решить дальнейшую задачу о рациональном подборе размеров. На пример траектория некоторых точек механизмов нужны для определения хода звеньев, очертание контура машин, а также для установления соответствия движения рабочих звеньев машины, правильной последовательности технологического процесса.

В некоторых машинах не допускается большие изменения скорости рабочего звена, так как от этого зависит стойкость режущего инструмента. Из сказанного видна необходимость задание скоростей точек некоторых звеньев и умение для наглядности удобно представлять их в виде графиков.

С помощью планов скоростей определяют предельную массу, закон движения машины и так далее. Планы ускорений нужны для нахождения сил инерции звеньев.

Кинематическое исследование механизмов происходят в предположении, что ведущее звенья вращаются с постоянной угловой скоростью, несмотря на то, что в действительности угловая скорость вращения кривошипа не является постоянной. Такое допущение делается в веду небольшого расхождения между средней и действительной угловой скоростями кривошипа, а также технически облегчает построение планов ускорений.

Требуется определить положение звеньев механизма.

Нам задана кинематическая схема механизма. Положение определяем через равные промежутки времени движения ведущего звена ОА. Заданы координаты неподвижных О и D, положение направляющих осей движения точек В и F, расположение в плоскости чертежа, длины звеньев l_OA, l_AВ, l_AС, l_СЕ, l_EF. Принимаем, что ведущее звено ОА вращается с постоянной угловой скоростью.

По заданным координатам определяем на чертеже положение неподвижных точек О, D и направляющих осей движения точек В, F.

Проводим окружность радиуса ОА и отмечаем на ней несколько положений (А₁, А₂, А₃, А₄, А₅, А₀) точки А ведущего звена, для которых требуется определить положение всех звеньев механизма.

Положение остальных звеньев механизма, соответствующее заданным положениям ведущего звена ОА, определяем методом засечек.

Положение точек В₁, В₂, В₃, В₄, В₅, В₀ получим на пересечении направляющей оси движения точки В с другими радиусом l_AВ = 275 проведенных из точек А₁, А₂, А₃, А₄, А₅, А₀ соответственно. Из положений А₁, А₂, А₃, А₄, А₅, А₀ откладываем отрезки АС=120.

Таким образом, мы получили положение звеньев 1, 2 и 3 механизма.

Для построения положение звеньев 4, 5 механизма построим по соответствующим координатам (а = 325 мм, b = 155 мм) точку D (неподвижную). Затем стоим отрезки СЕ, проходящие через точку D, длиной l_СЕ = 155 мм и получаем точки Е₁, Е₂, Е₃, Е₄, Е₅, Е₀.

Чтобы получить положение звеньев 6, 7 механизма, из точек Е₁, Е₂, Е₃, Е₄, Е₅, Е₀ радиусом l_EF = 240 мм проводим засечки на направляющей оси движения точки F, получим F₁, F₂, F₃, F₄, F₅, F₀ соответственно.

Построение механизма производится в масштабе 1:2

Построение плана скоростей для 1 положения

Скорость точки А.

где щ₁ - угловая скорость вращения кривошипа ОА;

l_OA - его длина.

Выбираем масштаб скорости

кинетический механизм зубчатый погрешность

Выбираем полюс плана скоростей Р и откладываем перпендикулярно к О₁А₁ в сторону вращения кривошипа отрезок ра, изображающий скорости V_А в масштабе.

Скорость в точке В.



Из точки а перпендикулярно звену А₁В₁ проводим прямую до пересечение с горизонтальной прямой, параллельной траектории движения точки В в масштабе; - скорость вращения точки В вокруг точки А в масштабе. Истинное значение этих скоростей следующее:

Скорость точки С звена АСВ определяем по формуле:

мм

Полученную точку соединяем с полюсом Р и получаем скорость в точке С в масштабе.

Скорость в точке D.

Из точки С перпендикулярно звену СD проводим прямую до пересечения с проведенной из полюса Р прямой параллельной звену С₁D₁. На пересечении получим точку d. - скорость точки D в масштабе. Ее истинное значение:



Скорость в точке Е.

V_Е звена СDE определяем на основе теоремы о подобии.

отсюда следует, что

Полученную точку e соединяем с полюсом Р и получаем скорость точки Е в масштабе.

Скорость в точке F.

Из точки e проводим прямую перпендикулярную звену Е₁F₁ до пересечения с прямой, проведенной из полюса Р и параллельной оси y. На пересечении получим точку f. - скорость точки F в масштабе. Ее истинное значение:

Строим планы скоростей для всех шести положений механизма. Произвожу необходимые расчеты и измерения и заношу их в таблицу.

Результаты построений приведены в таблице:

Таблица 1

№ п/п	Отрезки в мм	Положения
		0?	0	1	2	3	4	5
1	ра	41,6	41,6	41,6	41,6	41,6	41,6	41,6
2	рв	33	33	0	33	40	0	40
3	рс	49	49	49	49	49	49	49
4	pd	39	22	49	27	27	49	22
5	pe	44	38	49	38	38	49	38
6	pf	0	38	52	41	14	45	97
7	aв	31	21	41,6	21	21	41,6	21
8	dc	29	44	7	41	41	7	44
9	fe	44	71	70	29	29	70	71
10	ac	90,6	90,6	90,6	90,6	90,6	90,6	90,6
11	ce	10,4	12,8	2	15,2	15,2	2	12,8

Умножаем полученные величины на масштаб м_V получим скорости точек. Их числовые значения занесены в таблицу.

Таблица 2

№	Скорость в м/с	Положения
		0'	0	1	2	3	4	5
1	Va	8,32	8,32	8,32	8,32	8,32	8,32	8,32
2	Vв	6,6	6,6	0	6,6	8	0	8
3	Vc	9,8	9,8	9,8	9,8	9,8	9,8	9,8
4	Vd	7,8	4,4	9,8	5,4	5,4	9,8	4,4
5	Ve	8,8	7,6	9,8	7,6	7,6	9,8	7,6
6	Vf	0	7,6	10,4	8,2	2,8	9	19,4
7	Vaв	6,2	4,2	8,32	4,2	4,2	8,32	4,2
8	Vdc	5,8	8,8	1,4	8,2	8,2	1,4	8,8
9	Vfe	8,8	14,2	14	5,8	5,8	14	14,2
10	Vac	18,12	18,12	18,12	18,12	18,12	18,12	18,12
11	Vce	2,08	2,56	0,4	3,04	3,04	0,4	2,56

Построение плана ускорений для первого положения

Ускорение точки А

Точка А совершает вращательное движение вокруг неподвижной точки О, поэтому ее ускорение будет определятся:

Определяем масштаб ускорений

Выбираем полюс плана ускорений р и откладываем параллельно О₁А₁ , изображающий ускорение точки А в масштабе м_а и направлена от точки А к точки О.

Ускорение точки В.

Точка В совершает плоско-параллельное движение.

где а_в - абсолютное ускорение точки В;

- нормальное ускорение точки В при вращении ее вокруг точки А;

- тангенциальное ускорение точки В при вращении ее вокруг точки А.

,

аn₁ направлена от точки В к точке А и параллельно А₁В₁

перпендикулярна А₁В₁, ему соответствует на плане ускорении n₁в. Там где n₁в пересекает линию, параллельную х, находится точка в. Рв абсолютное ускорение точки В в масштабе м_а:

рв = 50,53 мм

Ускорение точки С звена АСВ определяем по формуле:

. Отрезок , выражающий ускорение точки С, выражаем в масштабе: . Ускорение точки С направлено из точки С в точку О.

Ускорение точки D описывается системой уравнений Эйлера:

- Кориолисово ускорение. Его величина:

,

Из полюса ускорений р откладываем отрезок рк, изображающий ускорение Кориолиса; для определения его направления вектора скорости точки D поворачиваем на 90⁰ в сторону вращения звена СЕ плана механизма.

Величина нормального ускорения точки D при вращении ее вокруг точки С определяется:

,

Из точки С на плане ускорений откладываем параллельно звену DC на плане механизма , наплавленный из точки D в точку С. Через точку n₂ на плане ускорений перпендикулярно звену СD на плане механизма проводим линию на плане ускорении, изображающую .

Из точки К проводим линию, перпендикулярную рк до пересечения с линией действия , в пересечении получим точку d, соединяем ее с полюсом р, получаем вектор , изображающий ускорение точки D в масштабе. Ее истинное значение:

Ускорение точки Е.

Соединяем точку d с точкой с на плане ускорений и продлеваем. Ускорение точки Е находим из соотношения:

отсюда следует, что

Полученную точку e соединяем с полюсом р и получаем ускорение точки Е в масштабе.

Ускорение точки F.

,

,

Полученную величину откладываем от точки е параллельно Е₁F₁. Из полученной точки n₃ перпендикулярно Е₁F₁ проводим линию до пересечения с линией проведенной из полюса р и параллельной оси х. На пересечении получим точку f. - ускорение точки F в масштабе. Ее истинное значение:



Аналогично строим планы ускорений для остальных положений механизма.

Результаты построений приведены в таблице:

Таблица 3

№	Отрезки в мм	Положения
		0	1	2	3	4	5
1	Ра	63,12	63,12	63,12	63,12	63,12	63,12
2	Рв	38	50,53	38	24	75,71	26
3	an1	3,2	12,59	3,2	3,2	12,59	3,2
4	Рc	74,6	74,6	74,6	74,6	74,6	74,6
5	Рd	59,5	11	70,5	70,5	11	59,5
6	cn2	7,33	0,21	8,04	8,04	0,21	7,33
7	Пк	7,33	2,88	10,59	10,59	2,88	7,33
8	Пе	68,5	52	71	68,5	52	71
9	en3	42	40,83	7	7	40,83	42
10	Пf	79	3,5	20,5	61,5	107	21,5
11	ac	137,72	137,72	137,72	137,72	137,72	137,72
12	cd	41	70,5	33	52	70,5	27
13	de	29	47,39	20,76	32,72	53,2	19,1

Умножаем полученные величины на масштаб м_а получим ускорение точек. Их числовые значения занесены в таблицу.

Таблица 4

№	Ускорение в м/с2	Положения
		0	1	2	3	4	5
1	аa	1262,4	1262,4	1262,4	1262,4	1262,4	1262,4
2	ав	760	1010,6	760	480	1514,2	520
3		64	251,8	64	64	251,8	64
4	аc	1492	1492	1492	1492	1492	1492
5	аd	1190	220	1410	1410	220	1190
6		146,6	4,2	160,8	160,8	4,2	146,6
7	ak	146,6	57,6	211,8	211,8	57,6	146,6
8		1370	1040	1420	1370	1040	1420
9	аe	840	816,6	140	140	816,6	840
10	af	1580	70	410	1230	2140	430

Кинематическая диаграмма представляет собой графическое изображение одного из кинематических параметров (перемещения, скорость, ускорения) точки либо звена исследуемого механизма в функции времени, угла поворота или перемещение звена этого механизма.

Механизм вычерчен в 7 положениях. Шесть из них соответствуют повороту кривошипа ОА на 60⁰, а седьмое - когда движение отсутствует крайнее положение точки F. В данном случае мертвая точка F' находится между точками 3 и 4.

Строим диаграмму перемещения.

Строим оси координат S_F - t и на оси абцисс откладываем отрезок l = О'O' в мм, изображающий время одного полного оборота кривошипа ОА в масштабе м_t

Отрезок l делим на 6 равных частей, получаем точки 0,1,2,3,4,5. Затем на отрезке l отмечаем мертвую точку, которая является началом координат. После этого в соответствующих точках откладываем расстояния S_F0, S_F1, S_F2, S_F3, S_F4, S_F5, пройденные точкой F от ее крайнего положения F. Построение производится в масштабе .

Крайнего нижнего положения F₀ расстояния возрастают, а затем будут уменьшатся; когда кривошип ОА придет в положение А', ордината кривой (S_F - t) будет равно нулю.

Соединяем последовательно плавной кривой полученные точки 0, 1, 2, 3, 4, 5, 0'. Получаем кривую, которая является диаграммой расстояния точки F.

По оси абцисс диаграммы (S_F - t) можно откладывать углы поворота кривошипа ц, отчитывая их против хода часовой стрелки от положения ОА', тогда диаграмма (S_F - t) будет представлять собой зависимость S_F = S_F(ц) и масштаб по оси абцисс

Построение диаграмм скоростей и ускорений производим методом графического дифференцирования. Для построения диаграммы скорости (V_F - t) поступаем так:

- под диаграммой (S_F - t) строим оси координат О₁V_F, O₁t и на продолжении оси O₁t влево откладываем отрезок O₁Р = Н₁ мм.

Масштаб диаграммы скоростей (V_F - t) принимаем таким же, как и на планах скоростей, то есть

Тогда величина Н₁ будет равна

Из точки Р проводим лучи параллельно хордам кривой (S_F - t) на участках 0-1, 1-2 и так далее. Эти лучи отсекают на оси О₁V_F отрезки 0-1, 1-2 и так далее. Они пропорциональны средней скорости V_F на соответствующем участке диаграммы.

Отложим от концов этих отрезков горизонтальные отрезки до середин соответствующих участков на диаграмме перемещения.

Соединим ряд полученных точек 1', 2', 3', 4', 5', 0' плавной кривой, эта кривая будет диаграммой скорости (V_F - t).

Построив диаграмму скоростей, аналогично строим диаграмму ускорений. Масштаб оси диаграммы следующий

Величина отрезка Н₂ вычисляется по формуле:

Сравнительная таблица значений, полученных с помощью планов скоростей и ускорений и диаграмм скоростей и ускорений.

Таблица 5

№ п/п	Наименование	Положения
		0	1	2	3	4	5
1	Vf м/с (диагр. скор)	7	9,6	8,9	3,1	8,3	18
2	Vf м/с (план скор)	7,6	10,4	8,2	2,8	9	19,4
3	Д %	8,6	8,3	7,8	9,6	8,4	7,8
4	аf м/с2 (диагр.ускор)	1620	65	380	1120	1940	395
5	аf м/с2(план ускор)	1520	70	410	1230	2140	430
6	Д %	2,5	7,7	7,3	8,9	9,3	8,1

Вывод: Погрешность плана и диаграммы ускорений и плана ускорений не превышает 10%, значит построения выполнены с достаточной точностью.

2. Динамический синтез плоского кулачкового механизма с толкателем

Дано:

S_max = 46 мм

e=0

к₁ = 1/24

к₂ = 3/4

к₃ = 1/12

к₄ = 1/8

Динамический синтез кулачкового механизма.

По оси абсцисс системы координат в масштабе откладываем углы:

;

;

;

;

Диаграмму ускорения в системе координат строим в соответствии с заданным законом изменения этой функции. Для построения профиля кулачка необходимо иметь зависимость . Для ее построения профиля кулачка нужно проинтегрировать дважды графически заданную зависимость. Для построения второй диаграммы - диаграммы скоростей проводим оси координат . Графическое интегрирование осуществляем обратно методу хорд.

Для этого:

а). На диаграмме ускорений откладываем влево от оси координат точку на расстоянии . Точку сносим на ось ординат, получаем точку , которую соединяем с .

б). В системе координат из точки 0 проводим отрезок 0n. На отрезке 0n проводим линию параллельно .

На отрезке n3 проводим линию параллельно . Из точки s проводим отрезок n'-3' параллельно . Соединив полученные точки получим ломаную кривую, в графической форме представляющей собой первый интеграл заданной зависимости, т.е. кривую .

в). Аналогично интегрируя кривую, получим вторую интегральную кривую .

Определяем масштабы диаграмм.

а) Масштаб оси абсцисс диаграммы движения толкателя:



б) Масштаб оси ординат диаграммы перемещения:

;

в) Масштаб оси ординат диаграммы :

;

г) Масштаб оси ординат диаграммы :

;

Определение минимального радиуса кулачка.

Определим такой минимальный профиль радиуса профиля кулачка, при котором перемещенный угол передачи движения ни в одном положении не будет меньше 90- = 90 - 28 = 62⁰

Определяем угол :

На продолжении диаграммы скорости на оси абсцисс под углом в проводим прямую .

. На продолжении диаграммы перемещений на оси ординат откладываем минимальные и максимальные точки. Для построения любой точки поступаем так:

Из диаграммы скорости берем точку сносим на прямую , проводим вертикаль через полученную точку. Из этой же точки диаграммы перемещений проводим горизонтальную линию вправо до пересечения с построенной вертикалью. Получим точку.

Аналогично строим другие точки. Полученные точки соединяем плавной кривой.

В крайних точках проводим под углом две линии.

Получаем область , в которой находится центр вращения кулачка. На вертикали из точки 0, перемещение которой равно нулю и точку из области соединяем и получаем минимальный радиус кулачка. Соединенные точки дают отрезок . Действительная величина минимального радиуса кулачка:

Радиус ролика:

Принимаем

Профилирование кулачка.

Из точки центра кулачка описываем окружность радиусом в масштабе . Из точки проводим вертикальную линию. Из точки проводим окружность радиусом , получаем точку B. От точки B на вертикальной линии в масштабе откладываем отрезки 01, 02, 03, 04. Откладываем углы против хода вращения кулачка , . Дугу угла подъема и опускания разделим на 4 равных части. Полученные точки соединяем с центром кулачка - точкой .

Сносим точки ,1,2,3,4 дугами окружностей с центром в точке и получаем точки 0₀, 1₀, 2₀, 3₀, 4₀, 5₀, 6₀, 7₀, 8₀, 9₀. Соединив последовательно эти точки, получим теоретический профиль кулачка. Для построения практического профиля кулачка на теоретическом профиле проводим радиусом окружности и соединив по нижним кромкам все точки получим рабочий профиль кулачка.

3. Проектирование зубчатых передач

Исходные данные:

б₀ = 20⁰

z_min = 14

z₁ = 92

z₂ = 21

m = 3

n_в = 260 об/мин

n_д = 1450 об/мин

Зубчатая передача является одним из наиболее распространенных приборов, предназначенных для передачи вращения от одного вала к другому с заданным отношением угловых скоростей. В большинстве рабочих, транспортирующих и других машин ведущим звеном является вал двигателя, передающий движение ведомому звену данной машины.

Проектирование зубчатой передачи, заданной в условии задания состоит из двух разделов: проектирования планетарного редуктора и полного расчета зубчатой пары.

Проектирование планетарного редуктора

1. Определяем число зубьев центрального неподвижного колеса из условия соосности:

2. Определяем передаточное отношение всего механизма:

3. Определяем передаточное отношение планетарного редуктора:

При k = 2

Числа зубьев центральных колес и число сателлитов k должны быть подобраны так, чтобы, кроме условия соосности и воспроизведения редуктором заданного передаточного числа, были выполнены еще два условия:

а) условие соседства, то есть при размещении сателлитов на общей окружности их центров не должно быть положения окружностей выступов зубьев смежных сателлитов;

б) условие сборки, то есть возможность одновременного зацепления всех сателлитов с соответствующими центральными колесами при симметричной геометрии зон зацепления.

Проверка этих двух условий

а) условие соседства

б) условие сборки



n - целое, k - целое.

Условие сборки выполняется

Расчет зубчатой пары

1. Определяем число зубьев и

Так как то

Тогда

Принимаем

2. При заданных числах зубьев колес качественные характеристики зубчатого зацепления зависят от величины коэффициентов смещения и инструментальной рейки.

Параметры зубчатой рейки

Коэффициенты и определяем из таблиц 5 и 6 /1/.

Коэффициент обратного смещения

3. Суммарный коэффициент смещения

4. Суммарное число зубьев

5. Коэффициент смещения межцентрового расстояния

6. Угол зацепления определяем по рис. 26 /1/, исходя из соотношения

7. Определяем радиусы делительных окружностей

8. Радиусы основных окружностей

9. Определяем радиусы начальных окружностей

10. Межцентровое расстояние

11. Определяем радиусы окружностей впадин

12. Глубина захода зубьев

13. Высота зубьев

14. Радиусы окружностей выступов

15. Шаг зацепления

16. Толщина зуба по делительной окружности

17. Определяем коэффициент перекрытия

18. Определяем углы между центрами зубьев

4. Кинетостатическое исследование плоского механизма

ц_р = 150⁰

Р_z = 600 Н/см²

Р_F = 1540 Н

G₁ = 52 Н

G₂ = 104 Н

G₃ = 28 Н

d₃ = 72 мм

Кинетостатический метод расчета позволяет находить реакции в кинематических парах и определять давления, которые возникают в местах соприкосновения элементов кинематических пар, а также находить уравновешивающую силу. В основе силового расчета лежит принцип Даламбера, который позволяет условно остановить механизм. К каждому из звеньев, в зависимости от вида движения, прикладывают силу инерции, момент силы инерции, или их вместе.

Силовой расчет механизма будем вести с учетом отсутствия сил трения в кинематических парах.

Кривошип OA входит в кинематическую пару 5-го класса со стойкой O.

Шатун AB (звено 2) входит во вращательную пару со звеном 3 и во вращательную кинематическую пару со звеном 1 (кривошип OA).

Поршень B (звено 3) входит в поступательную кинематическую пару 5 класса с цилиндром, который жестко связан со стойкой O.

Звено 1 в точке C входит во вращательную кинематическую пару со звеном 4 CE, которое входит в поступательную кинематическую пару 5 класса со звеном 5 (камень Д). Звено 5 входит во вращательную кинематическую пару 5 класса со стойкой O в точке Д.

В точке E звено 4 входит во вращательную кинематическую пару 5 класса со звеном 6 (EF).

Звено 6 входит во вращательную кинематическую пару 5 класса со звеном 7 (поршень F).

Звено 7 в поступательную кинематическую пару со стойкой O.

Механизм состоит из 7 вращательных кинематических пар 5 класса и 3 поступательных кинематических пар 5 класса.

Механизм состоит из 8 звеньев: 7 подвижных и 1 неподвижного.

n = 7

P₅ = 10

P₄ = 0

Степень подвижности механизма равна 1.

Разбиваем механизм на группы Ассура:

а) группа Ассура 0-1 - 1 класс, 1 вид;

б) группа Ассура 2-3 - 2 класс, 2 вид;

в) группа Ассура 4-5 - 2 класс, 2 вид;

г) группа Ассура 6-7 - 2 класс, 2 вид.

Итого: механизм относится ко 2 классу 3 виду.

Строим план механизма в масштабе в 3 положениях.

1 - начальное

2 - под углом

3 - под углом 180 градусов

Силовой расчет будем проводить методом планов сил, начиная с группы, присоединенной в процессе образования механизма, и заканчивая расчетом ведущего звена.

Группа Асура 6 - 7.

Переносим параллельно с плана механизма звено в масштабе и прикладываем все силы, которые на него действуют.

Сила действует со стороны цилиндра на поршень F. В точке E звено 6 является связью звена 4. Сила действует со стороны звена 6 на звено 4. Так как звено 6 закреплено шарнирно в точках E и F, то принимаем его невесомым. Сила направлена вдоль стержня из точки F в точку E, что зависит от направления действия силы .

Используя теорему о трех силах, строим силовой треугольник в масштабе:



Тогда исходя из построений:

Группа Ассура 4-5.

Строим в масштабе отрезок перенося его параллельно с плана механизма. В точке E звено 4 со стороны звена 6 действует сила , равная абсолютной величине и противоположно направленная силе . Сила действия колена на звено 4 приложена в точке Д и перпендикулярна звену 4.

Из точки E проводим линию, параллельную силе , а из точки Д - перпендикулярную звену СД. В точке их пересечения получим точку K. Соединяем ее с точкой С. Силу направляем вдоль звена СК. Строим план сил в масштабе .

Получаем величины сил:

Группа Ассура 2 - 3.

Строим в масштабе звено AB, перенося его параллельно с плана механизма. Находим положение центра тяжести звена из соотношений:

В точке прикладываем силу тяжести звена 2 Gr. Восстанавливаем в точке перпендикуляр и откладываем на нем отрезок, равный:

в масштабе . Получаем точку N, соединяем ее с точкой B и проводим перпендикулярно к ND до пересечения с AB. Получаем точку К. Из точки К проводим линию, параллельную вектору с плана ускорений. Из точки проводим линию параллельно вектору . В точке их пересечения получим точку Т, в которой прикладываем силу инерции , направленную параллельно ускорению точки , но в противоположную сторону.

В точке B прикладываем силу тяжести звена 3 , силу, действующую со стороны стойки O на звено 3 , которая направлена по вертикали. В точке B также приложена сила давления газов на поршень:

где

Эта сила направлена также, как вектор ускорения точки B . В точке B по этой же линии, но в противоположную сторону действует сила инерции

Для нахождения силы составляем уравнение моментов всех сил относительно точки А.

Находим аналоги сил, для чего все силы делим на масштаб:

В масштабе откладываем эти силы.

Группа Ассура 0-1.

Переносим с плана механизма звено AC в масштабе . Отмечаем на нем точку O и находим точку приложения сил тяжести звена 1.

Прикладываем все действующие на звено силы. В точке прикладываем силу тяжести , в точке А - силу , с которой звено 2 действует на звено 1, параллельную и противоположно направленную силе В точке A также прикладываем уравновешивающую силу , направленную перпендикулярно OA. В точке С приложим силу , с которой звено 4 действует на звено 1, равную по величине, но противоположно направленную силе .

Для нахождения уравновешивающей силы составляем уравнение моментов всех сил относительно точки O.

Находим аналог сил для построения многоугольника:

Исходя из построений находим силу e, которой стойка O действует на звено 1:

Определяем уравновешивающую силу методом рычага Жуковского. Для этого строим план скоростей механизма для рабочего положения и поворачиваем его на 80 градусов по ходу вращения ведущего звена OA. В точках a, b, f, , , T прикладываем силы, действующие в этих точках, и составляем уравнение равновесия относительно полюса P.

Находим погрешность вычислений

Вывод: погрешность уравновешивающих сил не превышает допустимую значит, построения выполнены с достаточной степенью точности.

Литература

1. Кореняко А.С. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Киев, издательство “Высшая школа”, 1970.

2. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М., “Наука”, 1988.

Размещено на Allbest.ru

...