Механика машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

кинематический зубодолбежный рычажный

Механика машин является одним из многочисленных технических приложений теоретической механики. В ней на основании общих принципов и законов теоретической механики изучается движение особого класса механических систем, известных в технике под общим названием машин, приводов и механизмов. Механика машин состоит из двух дисциплин: «теория механизмов» и «теория машин».

Теория механизмов есть наука, изучающая строение, кинематику и динамику механизмов в связи с их анализом и синтезом. Проблемы теории механизмов могут быть разбиты на две группы. Первая посвящена исследованию структурных, кинематических и динамических свойств механизмов, т.е. анализу механизмов. Механизм - это система тел, предназначенная для преобразования движения одного или нескольких твердых тел в требуемые движения других твердых тел. В теории механизмов и машин в отличие от теоретической механики, под твердыми телами понимают как абсолютно твердые, так и деформируемые и гибкие тела.

Вторая группа проблем посвящена проектированию механизмов с заданными структурными, кинематическими и динамическими свойствами для осуществления требуемых движений, т.е. синтезу механизмов.

В теории машин рассматривается совокупность взаимно связанных механизмов, образующих машину. Изучаются вопросы теории строения машин, автоматического управления и регулирования.

Любые машины и сооружения представляют собой совокупность тел, определенным образом связанных друг с другом и осуществляющих свой рабочий процесс посредством выполнения закономерных механических движений, носителем которых является механизм.

Машина - это устройство, выполняющее механические движения для преобразования энергии, материалов и информации с целью замены или облегчения физического и умственного труда человека(под материалами понимаются обрабатываемые предметы, перемещаемые грузы и т.д.).

Изучение механики машин начинается с раздела теории механизмов, так как, только изучив свойства отдельных механизмов и их видов, можно переходить к изучению совокупности механизмов, образующих машину, т.е. к теории машин.

В настоящее время теория механизмов и машин занимается также решением задач оптимального проектирования и управления совместной работой машины и управляющих ЭВМ и разработкой необходимых для этого алгоритмов и программ, исследованием устойчивости, колебаний, виброзащиты и др. Приемы и методы теории механизмов и машин пригодны для проектирования любой машины и любого механизма, и не зависят от их технического назначения, а так же от физической природы рабочего процесса осуществляемого машиной. Наиболее развита к настоящему времени та часть теории механизмов и машин, которая называется теорией механизмов.

Разделение теории механизмов на анализ и синтез является в некоторой степени условным, так как часто схему механизма и его параметры определяют путем сравнительного анализа различных механизмов, воспроизводивших одни и те же движения. Этот сравнительный анализ возможных вариантов составляет основу методов синтеза с использованием ЭВМ. Кроме того, в процессе синтеза приходится выполнять проверочные расчеты, используя методы анализа.

Курс теории механизмов и машин является общетехнической дисциплиной; его изучение опирается на учебные дисциплины: теоретическую механику, физику, математику, вычислительную технику и программирование.

Каждая подвижная деталь или группа деталей, образующая одну жесткую подвижную систему тел, носит название подвижного звена механизма. Все неподвижные детали образуют одну жесткую неподвижную систему тел, называемую неподвижным звеном или стойкой. Таким образом, в любом механизме мы имеем одно неподвижное звено и одно или несколько подвижных звеньев.

Механизм можно рассматривать как совокупность неподвижного и подвижных звеньев. Соединение двух соприкасающихся звеньев, допускающее их относительное движение, называется кинематической парой. Совокупность поверхностей, линий и отдельных точек звена, по которым оно может соприкасаться с другим звеном, образуя кинематическую пару, называется элементом кинематической пары. Система звеньев, связанных между собой кинематическими парами, называется кинематической цепью.



Техническое задание на курсовую работу

Входные параметры и схемы проектируемых механизмов

Рисунок 1 - Механизм зубодолбежного станка

Таблица 1. Входные параметры

Параметры	Обозначение	Значение
Размеры звеньев рычажного механизма	lОА, м	0,20
	LАВ, м	0,87
	lВС, м	0,87
	lСD, м	0,31
	b, м	0,06
	Х1, м	1,00
	Х2, м	0,32
	Y, м	0,80
	щd, рад/с	100,00
Массы звеньев рычажного механизма	m2,кг	6,00
	m3,кг	7,00
	m5,кг	25,00
Моменты инерции звеньев	Jо1,кгм2	0,36
	Js2,кгм2	0,08
	Js3,кгм2	0,14
	Jd,кгм2	0,1
Сила резания	FС,Н	2400,00
	д	0,06

Описание работы машины

Зубодолбежные станки предназначаются для обработки цилиндрических зубчатых колес наружного и внутреннего зацепления с прямым и винтовым зубом, блоков зубчатых колес, зубчатых муфт, реек, храповиков и т.д. В качестве инструмента применяют зуборезные гребенки на базе зубчатой рейки, зуборезные долбяки - на базе цилиндрического зубчатого колеса при работе по методу обката и резцовые головки при работе по методу копирования.

Принцип работы зубодолбежного станка

Принцип работы зубодолбежного станка, работающего зуборезным долбяком, можно рассмотреть по структурной схеме, представленной на рис. 1 а.

Для образования зуба по длине необходимо исполнительное движение которое обеспечивается кинематической группой, включающей в себя источник движения М, кинематическую связь а - б с настроечным органом i_v, кривошип - К и исполнительный орган - долбяк, М - а - б - i_v.-К - П₁ - т.е. внутренняя связь_.

Образование зуба по профилю обеспечивается сложным исполнительным движением обката. Вращательное движение долбяка и заготовки должны быть принудительно между собой связаны так, как это было бы в зацеплении пары. Для этого в кинематической группе формообразования по профилю предусмотрена внутренняя связь В₂ - m - d -i_x - e - f - В₃. Эта связь должна обеспечить поворот заготовки на оборотов за время поворота долбяка на 1 оборот.

Вращение долбяк получает от кривошипа (К)по цепочке К - b - i_s - с - m - В₂ через настроечный орган i_s который обеспечивает нужную скорость движения обката.

Перед началом резания долбяк и заготовка устанавливаются так, чтобы вершины зубьев долбяка касались периферии заготовки. Одновременно с включением движений включается и движение для постепенного врезания на полную глубину нарезаемой впадины h. Муфта М1 выключается при достижении глубины врезания h. Движение П₄ называют движением врезания. Вр(П4), оно осуществляется от кривошипа К по цепи К - b - g - i_Вр.- h - M₁ - ходовой винт t -

Рисунок 2. Структурная схема зубодолбежного станка и схема установки долбяка и заготовки: а) структурная схема, б) схема установки долбяка и заготовки.

На рисунке 3. показан общий вид одного из типов зубодолбежных станков. На нижней станине 4, в которой размещается привод изделия, электрооборудование, устройства для подачи смазочно-охлаждающей жидкости и другие, закреплена неподвижно верхняя станина 2, на горизонтальных направляющих которой имеет возможность перемещаться суппорт 1, несущий шпиндель долбяка 5, стол 3 станка в некоторых моделях имеет возможность перемещаться В5(У).



1. Структурный анализ механизма зубодолбежного станка

Рисуем структурную схему станка.

1.1 Кинематические пары механизма

Выявляем сложные и разнесенные кинематические пары.

Классифицируем кинематические пары механизма (табл. 2).

Таблица 2 Классификация кинематических пар

№ п/п	Номер звеньев, образующих пару	Условное обозначение	Название	Подвижность	Высшая/ Низшая	Замыкание (Геометрическое / Силовое)	Закрытая / Открытая
1	0-1		Вращательная	1	Н	Г	З
2	1-2		Вращательная	1	Н	Г	З
3	2-3		Вращательная	1	Н	Г	З
4	3-0		Вращательная	1	Н	Г	З
5	3-4		Поступательная	1	Н	Г	З
6	4-5		Вращательная	1	Н	Г	З
7	5-0		Поступательная	1	Н	Г	З

Исследуемый механизм состоит только из одноподвижных кинематических пар (р₁=7, р = 7), где р₁ - число одноподвижных кинематических пар в механизме, р - общее число кинематических пар в механизме.

Классифицируем звенья механизма (табл. 3).

Таблица 3. Классификация звеньев

№ п/п	Номер звена	Условное обозначение	Название	Движение	Число вершин (t)
1	0	О(С)Е	Стойка (0)	Отсутствует	-
2	1		Кривошип (1)	Вращательное	2
3	2		Шатун (2)	Сложное	2
4	3		Кулиса (3) (коромысло)	Вращательное	3
5	4		Камень (4)	Сложное	2
6	5		Ползун (5)	Поступательное	2

Механизм имеет: четыре (n₂ = 4) двухвершинных (t = 2) линейных звена 1, 2, 4, 5; одно (n₃ = 1) трехвершинное (t = 3) звено 3, которое является базовым (Т = 3); пять (n = 5) подвижных звеньев.

Находим число присоединений к стойке. Механизм зубодолбежного станка имеет три (S = 3) присоединения к стойке.

Выделяем в станке самостоятельные структурные группы, простые, элементарные и с разомкнутыми цепями механизмы. В исследуемом сложном механизме можно выделить один элементарный механизм



и два простых, один из которых является шарнирным четырехзвенником,

а второй кулисным

Механизмов с разомкнутыми кинематическими цепями в исследуемом станке нет. Самостоятельных структурных групп в станке также нет.

Выявляем простые стационарные и подвижные механизмы. Станок имеет в своем составе только простые стационарные механизмы.

Выявляем звенья закрепления и присоединения. В исследуемом сложном механизме зубодолбежного станка звеньев закрепления нет. У него есть только одно звено присоединения - звено 3 (кулиса). Звено 3 одновременно входит в два простых механизма - шарнирный четырехзвенник и кулисный. Значит, для этого звена К₃ = 2.

Классифициуем механизм станка. Исследуемый механизм имеет постоянную структуру, является сложным и однотипным. Он состоит из одного элементарного механизма и двух стационарных простых, которые имеют в своем составе только замкнутые кинематические цепи.

1.2 Коэффициент подвижности механизма

Определяем подвижность простых механизмов станка. Анализ движений звеньев механизма и элементов кинематических пар показывает, что исследуемые простые механизмы, да и сам сложный механизм существуют в трехподвижном (П = 3) пространстве, в котором разрешены следующие простейшие независимые движения: два поступательных X и Y вдоль соответствующих осей; одно вращательное ц_z вокруг оси Z.

Формулы для определения подвижности этих механизмов примут вид соответственно:

Определим подвижность шарнирного четырехзвенника. Этот механизм имеет: три (n = 3) подвижных звена 1, 2, 3; четыре (р = р₁=4) одноподвижные кинематические пары О, А, В, С. Тогда его подвижность будет:



Найдем подвижность кулисного механизма. Кулисный механизм имеет: три (n = 3) подвижных звена 3, 4, 5; четыре (р = р₁=4) одноподвижные кинематические пары С, D, E. Так как кулисный механизм по количественному и качественному составу кинематических пар и звеньев ничем не отличается от шарнирного четырехзвенника, то его подвижность определяется по тем же формулам и также равна единице ().

Подвижность механизмов с незамкнутыми кинематическими цепями. Так как в станке нет механизмов с незамкнутыми кинематическими цепями, то нет и необходимости определять их подвижность.

Определяем подвижность сложного механизма. Подвижность сложного механизма зубодолбежного станка найдем по формуле

Подставив в последнюю формулу значения из пп. 2.10 и 2.8, получим

Так как исследуемый сложный механизм является однотипным, его подвижность также можно определять по указанным выше формулам.

Подставив в эти формулы исходные данные (n = 5, p = p₁ = 7), найдем подвижность этого сложного механизма:

Видно, что полученные результаты совпадают.

Проводим анализ структурной модели механизма станка. Проверяем, соответствует ли исследуемый механизм структурной математической модели. Механизм имеет: семь (р = 7) одноподвижных (р₁ = 7) кинематических пар; пять (n = 5) подвижных звеньев, из которых одно (n₃ = 1) базовое (Т = 3) трехвершинное (t = 3) и четыре (n₂ = 4) двухвершинных (t = 2); три присоединения к стойке (S = 3) и нет звеньев закрепления (Z = 0).

Подставив эти исходные данные в структурные математические модели, получим:

7 = 0,5 (13+24+3)=7;

5 = 1+4 = 5;

k = 7 - 5 = 2;

1 = 7 - 23 = 1;

7 = 7.

7 = 0,5 (1 +2 4 +3) = 7;

5 = 1 + 4 = 5;

1 = 3 5 - 2 7 = 1.

Так как уравнения моделей превратились в тождества, то исследуемое устройство имеет правильную структуру и является механизмом.

Выделяем механизм I класса. В соответствии с классификацией И.И.Артоболевского механизм I класса для исследуемого механизма совпадает с элементарным механизмом.

Выделяем структурные группы Ассура. В механизме зубодолбежного станка можно выделить следующие две структурные группы:

Видно, что выделенные структурные группы полностью подобны по видовому и количественному составу звеньев и кинематических пар. Каждая из структурных групп имеет: два подвижных звена (), причем все звенья двухвершинные (t = 2) и, значит, базовое звено также имеет две вершины (Т = 2); три (р = 3) одноподвижные (р₁ = 3) кинематические пары, из которых две внешние (S' = 2).

Проверяем, соответствуют ли выделенные структурные группы их математическим моделям. Так как группы структурно подобны, то проверку ведем только по одной группе, например АВС. Подставив в структурную модель группы их исходные данные, получим:

3 = 0,5 (2+2)= 3;

2 = 2;

k = 3 - 2 = 1;

W = 3 - 13 = 0;

3 = 3.

3 = 0,5 (2 +2) = 3;

2 = 2;

W = 3 2 - 2 3 = 0.

Анализ полученных выражений показывает, что выделенные кинематические цепи являются структурными группами Ассура.

Проверяем, не распадаются ли выделенные структурные группы на более простые. Видно, что выделенные структурные группы являются самыми простыми для трехподвижного пространства, в котором существует исследуемый механизм, и, значит, они не могут иметь в своем составе другие более простые группы Ассура.

Проводим классификацию структурных групп по И.И.Артоболевскому (табл. 4).

Определяем класс сложного механизма станка. Механизм зубодолбежного станка относится ко II классу.



Таблица 4. Классификация структурных групп

№ п/п	Структурная схема	Номер звеньев, образующих группу	Класс, порядок, вид
1		0-1	Механизм I класс
2		2-3	II класс 2 - порядок 1 - вид
3		4-5	II класс 2 - порядок 5 - вид



2. Кинематический анализ рычажных механизмов

2.1 Определение крайних (мертвых) положений механизма

Для кривошипно-ползунного и шарнирного кривошипно-коромыслового четырехзвенника крайними будут такие положения, когда кривошип и шатун то вытягиваются (ОАВ), то складываются в одну линию.

Определение положений звеньев механизма

Построение планов положения звеньев следующим образом.

1. Выбираем место расположения стойки начального звена и, соблюдая принятые обозначения, вычерчиваем ее.

2. Произвольно (50…70 мм) выбираем чертежный размер начального звена. Раствором циркуля, равным выбранному размеру, проводим тонкой линией траекторию движения начального звена (кривошипа).

3. Определяем масштабный коэффициент длин м_l= l_ОА/(ОА) [м/мм], где l_ОА - истинная длина кривошипа, (ОА) - выбранный выше чертежный размер кривошипа.

м_l= 0,20/25 = 0,008 м/мм

4. В соответствии с формулой l_AB = l₂/ м_l находим чертежные и координатные размеры всех остальных звеньев механизма, где l_AB - чертежная длина звена, например, АВ; l₂ - истинный размер звена.

5. Планы механизма строим следующим образом:

- отмечаем на чертеже неподвижные точки О и С, рисуем в них вращательные кинематические пары;

- на расстоянии Х₂ от точки С проводим траекторию движения ползуна 5;

- проводим окружность радиусом ОА, которая является траекторией движения точки А, и дугу с радиусом ВС, по которой движется точка В;

- на траектории движения точки А отмечаем крайние положения А₁ и А₈, которые соответствуют крайним положениям исследуемого механизма;

- начиная от точки А₁ - начала рабочего хода ползуна, окружность радиуса ОА делим на 8 равных частей;

- точки деления обозначаем через А₁, А₂, А₃ и т.д. в направлении вращения кривошипа;

- строим положения кривошипа, соединяя точки А_j с точкой О;

- методом засечек строим план положений механизма для каждого положения кривошипа;

- при построении планов механизма отмечаем положения центров масс звеньев 2 и 3 и строим их траектории;

- проверяем с помощью линейки и транспортира углы наклона и длины звеньев, результаты измерений заносим в таблицу;

Таблица 5. Чертежные размеры звеньев

ОА, мм	АВ, мм	ВС, мм	СD, мм	b, мм	Х1, мм	Х2, мм	Y, мм
25	108,75	108,75	38,75	7,5	125	40	100

2.2 Построение планов скоростей

Находим линейную и угловую скорость начального звена.

х_А=щ₁* l_ОА=7,225*0,20 = 1,445 мс^-1

Находим из пропорции

СВ / СД =рb/рd, отсюда найдем рd = 5,34 мм

Составляем систему уравнения, состоящей из звеньев 4 и 5:

х_Д5//оХ,

х_Д5= х_Д3+ х_Д5Д3,

х_Д5Д3 перпендикулярно ДС.

Составляем систему уравнения, состоящей из звеньев 2 и 3:

Составляем систему уравнения

х_В= х_А+ х_ВА,

х_В= х_С+ х_ВС,

х_ВА перпендикулярно АВ_,

х_ВС перпендикулярно ВС.

Масштаб плана скоростей равен

µ_х= х_А/(ра)=1,445/25=0,0578 мс^-1/мм

Искомая скорость точки В равна

х_В=(рb)* µ_х=15*0,0578= 0,867 мс^-1

Скорость точки ВА равна

х_ВА=(ba)* µ_х=22*0,0578= 1,2716 мс^-1

Скорость точки Д₃ относительно точки С равна

х_D3=(рd₃)* µ_х=5*0,0578= 0,289 мс^-1

Скорость точки Д₅Д₃ равна



х_D5D3=(d₅d₃)* µ_х=37*0,0578= 2,138 мс^-1

Искомая скорость точки Д₅ равна

х_D5=(рd₅)* µ_х=37*0,0578= 2,138 мс^-1

Скорость точки S₂ равна

х_S2=(ps₂)* µ_х=18*0,0578= 1,0404мс^-1

Скорость точки S₃ равна

х_S3=(ps₃)* µ_х=9*0,0578= 0,5202 мс^-1

Скорость точки S₅ равна

х_S5=(ps₅)* µ_х=37*0,0578=2,138 мс^-1

Угловая скорость звена 2 равна

щ₂= х_ВС/ l_СВ= 0,867/0,87=0,996 с^-1

Угловая скорость звена 3 равна

щ₃= х_ВА/ l_ВА=1,2716/0,87= 1,46 с^-1



2.3 Определение ускорений точек и звеньев механизма

Нормальное ускорение точки А по модулю равно

а_А =щ²₁* l_О1А=(7,225)²*0,2= 10,44 мс^-2

Строим план ускорений группы 2,3. Построение ведем по следующей системе:

а_В= а_А+ аⁿ_ВС+ а^ф_ВС

а_В= а_С+ аⁿ_ВС+ а^ф_ВС

аⁿ_ВА- нормальное ускорение точки В относительно точки А, равное по модулю

аⁿ_ВА= х²_ВА/ l_ВА=1,2716²/0,87= 1,858мс^-2

а^ф_ВА- касательное ускорение В относительно точки А, в том же движении звена, по модулю равное а^ф_ВА=е₂ l_ВА

и направленное перпендикулярно ВА

аⁿ_ВС- нормальное ускорение точки В относительно точки С, равное по модулю

аⁿ_ВС= х²_В/ l_ВС=0,867²/0,87 = 0,864 мс^-2

а^ф_ВС- касательное ускорение В относительно точки С, в том же движении звена, по модулю равное а^ф_ВС=е₃ l_ВС

и направленное перпендикулярно ВС

Масштаб плана ускорений равен



м_а= а_А/(рb)=10,44/25=0,1044 мс^-2/мм

Отрезок (аn_ВА), изображающий нормальное ускорение а_ВА находим по формуле

(аn_ВА)= аⁿ_ВА/ м_а= 17,8 мм

Отрезок (рn_ВС), изображающий нормальное ускорение а_ВС находим по формуле

(рn_ВС)= аⁿ_ВС/ м_а= 8,26 мм

Находим из пропорции

ВС/ДС =рb/рd₃, отсюда найдем рd₃ =22 мм

Переходим к построению плана ускорений группы 4,5 по уравнения

а_Д5 = а_Д3+а^r_Д5Д3+а^к_Д5Д3

а_Д5РРОХ

Ускорение Кориолиса в движении точки Д₃ относительно звена 3 по модулю равно

а^к_Д5Д3=2 щ₃* х_Д5Д3= 2*0,996*2,138= 4,258 мс^-2

и направлено относительно скорости х_А3А1, повернутого на 90° в направлении угловой скорости щ₃ переносного движения.

а^r_Д5Д3- относительное ускорение точки Д₃ относительно точки Д, направленное параллельно линии ДС

Отрезок (d₃k), изображающий ускорение Кариолиса а^к_Д5Д3, находим по формуле

(d₃k)= а^к_Д5Д3/ м_а= 40,78 мм

Находим неизвестные ускорения

а_ВА = (ва)* м_а= 64*0,1044=6,68 мс^-1

а_В = (рв)* м_а= 62*0,1044= 6,47 мс^-1

а_Д3 = (рd₃)* м_а= 22*0,1044= 2,2968 мс^-1

а_Д5Д3 = (d₅d₃)* м_а= 208*0,1044= 21,71 мс^-1

а_Д5 = (рd₅)* м_а= 207*0,1044= 21,61 мс^-1

а_S2 = (рs₂)* м_а= 77*0,1044= 8,0388 мс^-1

а_S3 = (рs₃)* м_а= 34*0,1044= 3,55 мс^-1

а_S5 = (рs₅)* м_а=207*0,1044= 21,61 мс^-1

угловое ускорение звена 2 находится по формуле

е₂= а^ф_ВА/ l_ВА=61*0,1044/0,87=7,32 с^-2

угловое ускорение звена 3 находится по формуле

е₃= а^ф_ВС/ l_ВС=62*0,1044/0,87=7,44 с^-2



3. Силовой анализ рычажного механизма

3.1 Силовой анализ группы Ассура 4-5

Механизм состоит из двух соединенных групп Ассура и механизма I-го класса:

Звенья 2 и 3 образуют группу II класса 2-го порядка; звенья 4 и 5 группу II класса 2-го порядка.

Выделяем группу 4-5 и прикладываем силы, действующие на ее звенья, а также реакции R₆₅,R₃₄.

F_u5=-m₅a_s5==-m₅(рs₅) м_а=540,25 H

G₅= m₅g=250 H

F_C=2400 Н

Составляем уравнение равновесия сил, действующих на звенья 4, 5.

F_C +R₃₄+ R₆₅ + G₅ + F_u5=0

Назначаем коэффициент масштаба м_F1

м_F1=100 Н/мм

Строим план сил

|12|= F_u5/ м_F1=5,4 мм

|23|= G₅/ м_F1=2,5 мм

| 34|= F_C / м_F1=24 мм

Находим реакции R₆₅ ,R₃₄:

R₆₅=|45| м_F1=27 400 Н

R₃₄=|51| м_F1=27 500 Н

3.2 Силовой анализ группы Ассура 2-3

Выделяем группу 2-3 и прикладываем силы, действующие на ее звенья, а также реакции R₆₃,R₄₃,R^ф₁₂, Rⁿ₁₂

R₄₃=- R₃₄=-27 500 Н

F_u3=-m₃a_s3= 24,85 Н

F_u2=-m₂a_s2= 48,23 Н

G₂= m₂g= 60Н

G₃= m₃g= 70 Н

М_u2=Ј_s2 е₂= 0,5856 H/м

М_u3=Ј_s3 е₃= 1,0416 H/м

Составляем уравнение моментов сил, действующих на звено 3, относительно точки В: ?М_В(F₃)=0

Из этого уравнения определяем реакцию в шарнире А.

G₃h₂м_l+ F_u3h₁м_l- R^ф₆₃ l_ВС + М_u3 =0

R^ф₆₃=(G₃h₂м_l+F_u3h₁м_l+М_u3)/l_ВС=

=(70*49*0,008+24,85*49*0,008+1,0416)/0,87= 43,9 Н

Составляем уравнение моментов сил, действующих на звено 2, относительно точки В: ?М_В(F₂)=0

Из этого уравнения определяем реакцию в шарнире А.

-R^ф₁₂ l_ВА + М_u2 -G₂h₄м_l- F_u2h₃м_l =0

R^ф₁₂=(М_u2 + G₂h₄м_l- F_u2h₃м_l)/l_ВА= (0,5856-60*5,5*0,008-48,23*24*0,008)/0,87=- 13,005 Н

Составляем уравнение равновесия сил, действующих на звенья 2,3.

R₄₃ +F_u2 +G₂ + R^ф₁₂+Rⁿ₁₂+ R^ф₆₃+Rⁿ₆₃+ F_u3 +G₃ =0

Назначаем коэффициент масштаба м_F2

м_F2=150 Н/мм

Строим план сил

|12|= R^ф₆₃/ м_F2=0,29 мм

|23|= R₄₃/ м_F2=183,3 мм

|34|= G₃/ м_F2=0,46 мм

|45|= F_u3/ м_F2= 0,16 мм

|56|= G₂/ м_F2=0,4 мм

|67|= F_u2/ м_F2= 0,32 мм

|78|= R^ф₁₂/ м_F2=0,0863 мм

Находим реакции Rⁿ₁₂ ,R₆₃ ,R₁₂:

R₆₃=|72| м_F2=27500 Н

R₁₂=|78| м_F2=13,005 Н

Rⁿ₁₂=|67| м_F2=0 Н

Rⁿ₆₃=|71| м_F2=27500 Н

3.3 Силовой анализ начального звена

Звено находится в равновесии под действием сил R₂₁, F_u1,G₁,М_ур, Rⁿ₆₁, R^ф₆₁.

G₁=m₁g=0 H

F_u1= m₁a_s1=0

R₂₁=-13,005 Н

Величину и направление уравновешивающего момента М_ур определяем из уравнения моментов сил относительно точки О:

?М_О(F_i)=0

R₂₁h₁ м_l -М_ур=0

М_ур= R₂₁h₁ м_l= 2,08 Н/мм

Составляем уравнение равновесия сил.

R₂₁+ F_u1+ G₁+ Rⁿ₆₁+ R^ф₆₁=0

Назначаем коэффициент масштаба м_F2

м_F3=0,13 Н/мм

Строим план сил

|12|= R₂₁/ м_F3=100 мм

Находим реакции Rⁿ₆₁ , R₆₁ ,R^ф₆₁:

Rⁿ₆₁=|23| м_F3=6,37 Н

R^ф₆₁=|31| м_F3=11,31 Н

R₆₁=|21| м_F3=13 Н.



Список использованных источников

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.: Наука, 1988.- 639с.

2. Левитский Н. И. Теория механизмов и машин: Учеб. пособие для вузов.2-е изд., перераб. и доп. М., 1990.

3. Фролов К.В. Теория механизмов и машин. М.: Высш. шк., 2001. - 496с.

4. Белокоиев И.М., Бапан С.А., Белоконев К.И.Теория механизмов и машин. Конспект лекций: Учеб. пособие для вузов. 2-е изд., испр. и доп. М.: Дрофа, 2004.- 172с.

5. Левитская О.Н., Левитский Н.И. Курс теории механизмов и машин: Учеб.пособие для механических специальностей вузов. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1985.- 279с.

5. КорснякоА.С., Кременштейн Л.И., Петровский С.Д. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. - Киев: Вища шк., 1970. - 632 с.

6. Смелягин А.И. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. М.: ИНФРА-М, 2003.-263с.

7. Палев П.П., Тайманова Г.К., Филиппова Т.С. Курс теории механизмов и машин. Часть I. Структурный, кинематический и силовой анализ плоских механизмов. Учеб. пособие. Караганда: КарГТУ, 2004. -104 с.

8. Палев П.П., Тайманова Г.К., Филиппова Т.С. Курс теории механизмов и машин. Часть II. Методы проектирования схем основных видов механизмов. Учеб. пособие. Караганда: КарГТУ, 2006. - 77 с.

9. Теория механизмов и машин: Метод, указания и контр, задания для студентов-заочников инженерно-технических специальностей вузов / Н.И. Левицкий, Л.П. Солдаткин, В.Д. Плахтин, Ю.Я. Гуревич. М.: Высш. шк., 1989.- 127с.

Размещено на Allbest.ru