Pavarų mechanizmai skirti sukimosi judesiams perduoti iš vieno veleno į kitą, keisti kampinio greičio ir sukimo momento dydį ir kryptį.
Remiantis santykine velenų padėtimi, išskiriamos plokščiosios ir erdvinės pavaros. Plokščiuose mechanizmuose jungčių sukimosi ašys yra lygiagrečios, o visos jungtys sukasi lygiagrečiose plokštumose. Šiuo atveju sukimasis perduodamas esant pastoviam pavaros skaičiui, naudojant apvalius cilindrinius ratus (1 pav.).
|
|
|
Erdvinėse pavarose jungčių sukimosi ašys susikerta (kūginės krumpliaračiai) arba kryžminės (sliekinės, sraigtinės, spiroidinės ir hipoidinės pavaros).
Yra išorinės (1.a pav.), vidinės (1.b pav.) ir krumpliaračiai.
Varomojo veleno kampinio greičio j santykis su varomojo veleno kampiniu greičiu k vadinamas pavaros santykiu ir žymimas raide „u“ su atitinkamais indeksais:
Pliuso ženklas reiškia vidinę pavarą, o minuso ženklas – išorinę pavarą. Norint gauti didelius perdavimo santykius, naudojami sudėtingesni kelių pakopų pavarų mechanizmai.
Pavarų pakopa yra transmisija tarp dviejų jungčių, esančių artimiausiose fiksuotose ašyse. Pakopų skaičius pavarų mechanizmuose yra lygus fiksuotų ašių skaičiui atėmus vieną.
Žingsniai paprasti ir planetiški. Fig. 2. A ir C – paprastosios, B – planetinės pakopos. Jei varomojo veleno sukimosi greitis yra mažesnis už varančiojo veleno sukimosi greitį, toks mechanizmas vadinamas pavarų dėže.
Pavarų mechanizmai su ratų ašimis, nejudančiomis stovo atžvilgiu, skirstomi į įprastus ir laiptuotus. Įprastuose mechanizmuose (3 pav.) kiekviena ašis turi vieną ratą. Pakopiniuose mechanizmuose kiekviena ašis, išskyrus varomąją ir varomąją, turi du ratus. Fig. 4. parodyta trijų pakopų mechanizmo schema. Jam
|
|
Perduodant sukimąsi kūginiais ratais, perdavimo skaičiaus ženklas nustatomas pagal rodyklių taisyklę (2.5 pav.). Jei ant lygiagrečių velenų esančių varomųjų ir varomųjų ratų rodyklės yra nukreiptos ta pačia kryptimi, tada pavaros santykis bus su pliuso ženklu, jei priešingomis kryptimis, tada su minuso ženklu.
|
|
|
Mechanizmui, parodytam fig. 5.
Pavarų mechanizmai, turintys ratus, kurių ašys juda erdvėje, vadinami palydovais (2.6a pav.). 1 ir 3 ratai, besisukantys aplink fiksuotą centrinę ašį, vadinami centriniais, o 2 ratai, kurių ašis juda erdvėje, vadinami palydovu. Link H, kurioje fiksuota palydovo 2 ašis, vadinama nešikliu.
|
|
|
Palydoviniai mechanizmai, turintys du ar daugiau laisvės laipsnių, vadinami diferencialiniais, o turintys vieną laisvės laipsnį – planetiniais.
Ryšys tarp jungčių kampinių greičių gali būti nustatytas naudojant judesio apvertimo metodą. Jo esmė slypi tame, kad visoms mechanizmo grandims suteikiamas papildomas sukimasis, kurio kampinis greitis yra lygus nešiklio sukimosi kampiniam greičiui, bet priešinga kryptimi (-ω n). Tuo pačiu metu nešiklis psichiškai sustoja, o diferencialo mechanizmas virsta atbuliniu mechanizmu, kuriame visų ratų ašys nejuda. Nauji kampiniai jungčių greičiai, judant atgal, yra lygūs
Atbulinės eigos mechanizmo pavaros santykis nuo pirmosios jungties iki trečiosios turi tokią formą
Formulė (4) vadinama Williso formule, kur konkrečiam mechanizmui pagal Fig. 6,a
Esant dviem greičiams, trečiajam greičiui nustatyti galima naudoti formulę (4).
Atkreipkite dėmesį, kad Willis formulė gali būti parašyta bet kurioms dviem nuorodoms. Pavyzdžiui, pagal (5) formulę
Kadangi ω3=0, tada
Kai kuriais atvejais patartina naudoti kombinuotus pavarų mechanizmus, sudarytus iš skirtingų tipų pavarų. Pavyzdžiui, mechanizmas, parodytas fig. 2.2, turi dvi paprastas stadijas ir vieną planetinę stadiją. Viso mechanizmo pavarų skaičius
Technologijoje naudojami palydoviniai mechanizmai, susidedantys iš diferencialo, tarp kurio priekinių jungčių sumontuota tarpinė pavara. Ši transmisija nustato papildomą sukabinimo sąlygą, o diferencialinis mechanizmas virsta sudėtingu planetiniu mechanizmu, turinčiu vieną mobilumo laipsnį. Toks mechanizmas vadinamas uždaru diferencialu.
Užduotyse pavarų dėžė nuo elektros variklio iki paskutinio (išėjimo) rato apima tiek paprastas transmisijas (su fiksuotomis ašimis), tiek planetines arba diferencines (su judančiomis ašimis). Norint apskaičiuoti išėjimo jungties apsisukimų skaičių, reikia padalyti visą transmisiją į zonas: prieš diferencialą, diferencialo zoną ir po diferencialo. Kiekvienai zonai nustatomas perdavimo skaičius. Zonoms prieš diferencialą ir po diferencialo perdavimo skaičius nustatomas pagal tiesioginį krumpliaračių kampinių greičių santykį arba atvirkštinį jų dantų skaičiaus santykį. Skaičius, išreikštas dantų skaičiaus santykiu, turi būti padaugintas iš (-1) m, kur m yra išorinių pavarų skaičius. Diferencialinės zonos perdavimo skaičius nustatomas pagal Willis formulę.
Bendras perdavimo skaičius apibrėžiamas kaip visų zonų perdavimo skaičių sandauga.
Padalinę visos pavaros įvesties veleno apsisukimus iš bendro perdavimo skaičiaus, gauname išėjimo jungties apsisukimus.
Kitas etapas – kinematinis šio perdavimo tyrimas naudojant grafinį metodą. Norėdami tai padaryti, dešinėje lapo pusėje turite nubrėžti pavarų schemą, padalijus ją į dvi maždaug lygias dalis. Kairėje pusėje pateikta krumpliaračio konstrukcija.
Mechanizmo schema nubraižyta skalėje, proporcingoje rato dantų skaičiui, nes Ratų skersmenys jiems proporcingi. Diagramos dešinėje yra pavaros mechanizmo taškų linijinių greičių paveikslėlis, o žemiau – kampinių greičių vaizdas. Rezultatai, gauti iš kampinio greičio modelio, lyginami su analitiškai gautais rezultatais.
Pažiūrėkime į pavyzdį.
Atliekant šias užduotis, būtina mokėti nustatyti mechanizmo jungčių perdavimo santykius.
Kinematinė planetų mechanizmo analizė
1. Nustatykite mechanizmo mobilumo laipsnį:
Šiame mechanizme judančios jungtys yra 1, 2, 3, 4, H. Todėl apatinės kinematinės poros sudaro jungtis 1 su stovu, 2 su laikikliu H, ratas 3 ir stovas sudaro dvi apatines kinematikos poras, jungtis 4 su stovu. Iš viso Aukštesnės kinematinės poros susidaro susijungiant ratams, t.y. taškuose A, B, C ir D. Iš viso
2. Iš išlyginimo būklės randame nežinomą dantų skaičių, t.y. Ir
3. Kiekvienai planetų zonai parašome Williso formulę. 1-2-3-Н zonai:
1-4-3 zonai:
Atkreipkite dėmesį, kad ši išraiška buvo gauta iš (2) lygties. Pakeiskime gautą reikšmę į (1) lygtį:
Ši išraiška reiškia norimą pavaros santykį
Grafinis metodas (14 pav.)
Grafinis metodas yra būtinas norint patikrinti analitinių skaičiavimų teisingumą.
Visus mechanizmo cilindrinių krumpliaračių taškus dedame ant polių linijos. Be to, sutariame, kad štrichais pažymėsime tuos mechanizmo taškus, greitį
|
Tašką b suprojektuojame į 3 paveikslą, po kurio sujungiame taškus b ir , ir gauname 2 paveikslėlį, į kurį sujungiame tašką O. Gauname paveikslėlį H.
Toliau, gavę poliaus tašką m, nubraižome savavališką atkarpą m-S. Iš taško S nubrėžiame spindulius, lygiagrečius paveikslams 1, 2, 3, 4, H. Taigi gauname vektorius: , , , , . Norimas pavaros santykis išreiškiamas tokiu santykiu: 
.
Krumpliaračio sintezė (15 pav.).
Pradinių apskritimų spinduliai:
kur yra 4’ rato pradinio apskritimo spindulys.
kur yra 3’ rato pradinio apskritimo spindulys;
Pagrindinių apskritimų spinduliai:
Ženkite pradinį ratą:
Dantų matmenys: galvos aukštis 
kojų aukštis
Galvos apskritimo spindulys: 
Kojos perimetro spindulys: 
Danties storis ir ertmės plotis išilgai pradinio apskritimo:
Atstumas nuo centro:
Sukonstravę krumpliaratį, randame persidengimo koeficientą
čia: - sujungimo lanko ilgis;
Sužadėtuvių aikštelė;
Sužadėtuvių linijos praktinės dalies ilgis;
Sujungimo kampas.
Persidengimo koeficiento vertė turi būti lyginama su analitiškai nustatyta jo verte:
Palyginimo lentelė
SPECIALIEJI STALIAI
Šiame vadove yra lentelės. 9.1-9.5 nevienodai paslinktai krumpliaračiai, sudarytas prof. V.N. Kudrjavcevas ir stalas. 9.6 dėl nevienodos pavaros, sudaryta TsKBR (Centrinis pavarų dėžių gamybos projektavimo biuras).
lentelės prof V.N. Kudryavceve yra koeficientų ξ 1 ir ξ 2 reikšmės, kurių suma ξ yra didžiausia įmanoma, jei tenkinami pirmiau nurodyti pagrindiniai reikalavimai.
Šiose lentelėse pateikti duomenys turėtų būti naudojami taip:
1. Jei 2 ≥u 1,2 ≥ 1, tada pirmoje lentelėje. 9.2, esant Z 1, randamas koeficientas ψ Tada 9.3 lentelėje, esant Z 1 ir Z 2, randami koeficientai ξ 1 ir ξ 2. Koeficientai ξ C ir α nustatomi pagal formules (žr. toliau). Sujungimo kampas nustatomas naudojant nomogramą.
2. Jei 5 ≥u 1,2 ≥2, tada pirmoje lentelėje. 9.4, duotas Z 1, raskite koeficientus ψ ir ξ 1. Tada lentelėje. 9.5, atsižvelgiant į Z 1 ir Z 2, raskite koeficientą ξ 2. Tada tęskite, kaip aprašyta.
Lentelė 9.6 pateikiami vienodo poslinkio pavaros poslinkio koeficientai.
Renkantis šiuos koeficientus, be pagrindinių reikalavimų, laikomasi reikalavimo, kad didžiausios koeficientų λ 1 ir λ 2 reikšmės ant kojų būtų pakankamai mažos ir taip pat būtų lygios viena kitai. Naudojant lentelę. 9.6, reikia atsiminti, kad turi būti įvykdyta sąlyga Z C ≥34.
ξ C ir α nustatymo formulės:
ξ С = ξ 1 + ξ 2
ψ =ξ С - α.
9.1 lentelė - Koeficientų vertės nevienodai paslinktai pavarai, kai 2 ≥u 1,2 ≥ 1
| Z 1 | |||||||
| 0.127 | 0.145 | 0.160 | 0.175 | 0.190 | 0.202 | 0.215 | |
| Z 1 | |||||||
| 0.227 | 0.239 | 0.250 | 0.257 | 0.265 | 0.272 | 0.276 |
9.2 lentelė
| Z 1 | ||||||||||||||
| Z 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 |
| 0.390 | 0.395 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0.430 | 0.372 | 0.444 | 0.444 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0.464 | 0.354 | 0.479 | 0.423 | 0.486 | 0.486 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0.513 | 0.341 | 0.515 | 0.400 | 0.524 | 0.462 | 0.525 | 0.425 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0.534 | 0.330 | 0.543 | 0.386 | 0.557 | 0.443 | 0.565 | 0.506 | 0.571 | 0.571 | -- | -- | -- | -- | |
| 0.551 | 0.322 | 0.566 | 0.376 | 0.588 | 0.426 | 0.600 | 0.485 | 0.609 | 0.547 | 0.608 | 0.608 | -- | -- | |
| 0.568 | 0.317 | 0.589 | 0.365 | 0.614 | 0.414 | 0.631 | 0.468 | 0.644 | 0.526 | 0.644 | 0.586 | 0.646 | 0.646 | |
| 0.584 | 0.312 | 0.609 | 0.358 | 0.636 | 0.405 | 0.661 | 0.452 | 0.677 | 0.508 | 0.678 | 0.566 | 0.683 | 0.624 | |
| 0.601 | 0.308 | 0.626 | 0.353 | 0.659 | 0.394 | 0.686 | 0.441 | 0.706 | 0.492 | 0.716 | 0.542 | 0.720 | 0.601 | |
| 0.617 | 0.303 | 0.646 | 0.345 | 0.676 | 0.389 | 0.706 | 0.433 | 0.731 | 0.481 | 0.744 | 0.528 | 0.756 | 0.580 | |
| 0.630 | 0.299 | 0.663 | 0.341 | 0.694 | 0.384 | 0.726 | 0.426 | 0.754 | 0.472 | 0.766 | 0.519 | 0.781 | 0.568 | |
| -- | 0.297 | 0.679 | 0.337 | 0.714 | 0.376 | 0.745 | 0.419 | 0.775 | 0.463 | 0.793 | 0.507 | 0.809 | 0.554 | |
| -- | -- | 0.693 | 0.334 | 0.730 | 0.372 | 0.763 | 0.414 | 0.792 | 0.458 | 0.815 | 0.497 | 0.833 | 0.543 | |
| -- | -- | 0.706 | 0.333 | 0.745 | 0.369 | 0.780 | 0.409 | 0.813 | 0.449 | 0.834 | 0.491 | 0.856 | 0.534 | |
| -- | -- | -- | -- | 0.758 | 0.368 | 0.796 | 0.405 | 0.830 | 0.445 | 0.854 | 0.483 | 0.878 | 0.525 | |
| -- | -- | -- | -- | 0.773 | 0.365 | 0.813 | 0.400 | 0.848 | 0.440 | 0.869 | 0.480 | 0.898 | 0.517 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.826 | 0.399 | 0.862 | 0.438 | 0.892 | 0.470 | 0.916 | 0.511 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.840 | 0.397 | 0.881 | 0.431 | 0.907 | 0.467 | 0.936 | 0.504 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.894 | 0.430 | 0.921 | 0.465 | 0.952 | 0.500 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.908 | 0.428 | 0.936 | 0.462 | 0.968 | 0.496 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.951 | 0.459 | 0.981 | 0.495 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0.967 | 0.455 | 0.999 | 0.490 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,014 | 0.487 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,030 | 0.483 |
| Z 1 | ||||||||||||||
| Z 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 |
| 0,684 | 0,684 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,723 | 0,658 | 0,720 | 0,720 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,756 | 0,639 | 0,756 | 0,699 | 0,755 | 0,755 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,792 | 0,617 | 0,793 | 0,676 | 0,793 | 0,731 | 0,782 | 0,782 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,814 | 0,609 | 0,830 | 0,652 | 0,831 | 0,707 | 0,821 | 0,758 | 0,812 | 0,812 | -- | -- | -- | -- | |
| 0,849 | 0,588 | 0,860 | 0,636 | 0,866 | 0,686 | 0,861 | 0,732 | 0,850 | 0,787 | 0,839 | 0,839 | -- | -- | |
| Z 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 | ξ 1 | ξ 2 |
| 0,871 | 0,579 | 0,888 | 0,622 | 0,893 | 0,673 | 0,892 | 0,715 | 0,884 | 0,761 | 0,872 | 0,820 | 0,865 | 0,865 | |
| 0,898 | 0,566 | 0,915 | 0,609 | 0,926 | 0,654 | 0,925 | 0,696 | 0,924 | 0,742 | 0,913 | 0,793 | 0,898 | 0,845 | |
| 0,916 | 0,561 | 0,937 | 0,601 | 0,948 | 0,645 | 0,951 | 0,683 | 0,950 | 0,729 | 0,946 | 0,774 | 0,934 | 0,822 | |
| 0,937 | 0,552 | 0,959 | 0,592 | 0,976 | 0,632 | 0,976 | 0,672 | 0,984 | 0,708 | 0,979 | 0,755 | 0,966 | 0,804 | |
| 0,958 | 0,543 | 0,980 | 0,583 | 0,997 | 0,624 | 1,000 | 0,662 | 1,007 | 0,700 | 1,010 | 0,737 | 1,000 | 0,784 | |
| 0,976 | 0,537 | 0,997 | 0,578 | 1,018 | 0,615 | 1,023 | 0,651 | 1,031 | 0,689 | 1,038 | 0,723 | 1,033 | 0,764 |
Lentelės tęsinys. 9.2
| 0,994 | 0,532 | 1,017 | 0,571 | 1,038 | 0,608 | 1,045 | 0,641 | 1,051 | 0,678 | 1,055 | 0,718 | 1,060 | 0,750 | |
| 1,011 | 0,528 | 1,038 | 0,562 | 1,056 | 0,602 | 1,065 | 0,634 | 1,075 | 0,669 | 1,084 | 0,701 | 1,081 | 0,741 | |
| 1,026 | 0,525 | 1,054 | 0,559 | 1,076 | 0,594 | 1,082 | 0,629 | 1,094 | 0,662 | 1,101 | 0,696 | 1,105 | 0,730 | |
| 1,041 | 0,522 | 1,071 | 0,554 | 1,093 | 0,589 | 1,102 | 0,622 | 1,114 | 0,655 | 1,121 | 0,689 | 1,127 | 0,729 | |
| 1,059 | 0,516 | 1,088 | 0,550 | 1,110 | 0,584 | 1,122 | 0,614 | 1,131 | 0,650 | 1,145 | 0,678 | 1,149 | 0,719 | |
| 1,072 | 0,515 | 1,102 | 0,547 | 1,127 | 0,580 | 1,140 | 0,608 | 1,154 | 0,639 | 1,163 | 0,672 | 1,170 | 0,702 | |
| 1,088 | 0,511 | 1,117 | 0,545 | 1,141 | 0,578 | 1,157 | 0,603 | 1,172 | 0,634 | 1,180 | 0,667 | 1,188 | 0,696 | |
| -- | -- | 1,131 | 0,542 | 1,159 | 0,573 | 1,172 | 0,601 | 1,187 | 0,631 | 1,200 | 0,659 | 1,206 | 0,690 | |
| -- | -- | 1,145 | 0,540 | 1,173 | 0,570 | 1,186 | 0,599 | 1,204 | 0,626 | 1,218 | 0,653 | 1,223 | 0,685 | |
| -- | -- | -- | -- | 1,187 | 0,568 | 1,201 | 0,595 | 1,222 | 0,622 | 1,232 | 0,651 | 1,241 | 0,680 | |
| -- | -- | -- | -- | 1,201 | 0,567 | 1,218 | 0,591 | 1,233 | 0,621 | 1,249 | 0,647 | 1,260 | 0,673 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,231 | 0,589 | 1,250 | 0,616 | 1,265 | 0,643 | 1,276 | 0,669 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,247 | 0,586 | 1,266 | 0,612 | 1,279 | 0,640 | 1,291 | 0,665 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,279 | 0,611 | 1,295 | 0,636 | 1,306 | 0,662 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,293 | 0,609 | 1,310 | 0,634 | 1,321 | 0,659 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,325 | 0,631 | 1,336 | 0,657 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,338 | 0,629 | 1,350 | 0,654 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,365 | 0,651 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,379 | 0,649 |
9.3 lentelė - Koeficientų ψ ir ξ 1 reikšmės nevienodai pasislinkusiai išorinei pavarai, kai 5 ≥u 1,2 ≥2
| Z 1 | |||||||||||
| ψ | 0,16 | 0,17 | 0,18 | 0,19 | 0,20 | 0,21 | 0,22 | 0,23 | 0,24 | 0,25 | 0,25 |
| ξ 1 | 0,66 | 0,73 | 0,80 | 0,96 | 0,92 | 0,98 | 1,04 | 1,10 | 1,16 | 1,22 | 1,27 |
9.4 lentelė -
| Z 1 | Vertės Z 1 | ||||||||||
| 0,442 | 0,425 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,501 | 0,486 | 0,471 | 0,463 | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | |
| 0,556 | 0,542 | 0,528 | 0,522 | 0,518 | 0,512 | 0,505 | -- | -- | -- | -- | |
| 0,610 | 0,596 | 0,582 | 0,577 | 0,575 | 0,569 | 0,564 | 0,560 | 0,553 | 0,606 | -- | |
| 0,661 | 0,648 | 0,635 | 0,632 | 0,628 | 0,624 | 0,620 | 0,616 | 0,611 | 0,662 | 0,566 | |
| 0,709 | 0,696 | 0,685 | 0,684 | 0,682 | 0,676 | 0,674 | 0,671 | 0,667 | 0,716 | 0,623 | |
| 0,754 | 0,745 | 0,734 | 0,732 | 0,731 | 0,728 | 0,727 | 0,722 | 0,720 | 0,769 | 0,677 | |
| -- | 0,789 | 0,782 | 0,780 | 0,779 | 0,778 | 0,777 | 0,773 | 0,772 | 0,820 | 0,729 | |
| -- | -- | 0,822 | 0,825 | 0,826 | 0,827 | 0,825 | 0,823 | 0,821 | 0,868 | 0,778 | |
| -- | -- | -- | 0,866 | 0,870 | 0,872 | 0,874 | 0,871 | 0,869 | 0,916 | 0,828 | |
| -- | -- | -- | -- | 0,909 | 0,914 | 0,917 | 0,920 | 0,919 | 0,965 | 0,876 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | 0,954 | 0,957 | 0,961 | 0,962 | 1,008 | 0,924 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0,998 | 1,010 | 1,003 | 1,048 | 0,964 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,042 | 1,046 | 1,088 | 1,005 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,086 | 1,129 | 1,045 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,087 | |
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | -- | 1,131 |
9.5 lentelė - Koeficiento ξ 2 vertės nevienodai poslinkio išorinei pavarai esant 5 ≥u 1,2 ≥2
| Vertės Z 1 | ||||||||||||
| Z 1 | ||||||||||||
| -- | -- | -- | -- | -- | -- | 0,000 | -- | -- | -- | -- | -- | |
| -- | -- | -- | -- | -- | 0,060 | 0,032 | -- | -- | -- | -- | -- | |
| -- | -- | -- | -- | 0,124 | 0,094 | 0,060 | 0,030 | 0,000 | -- | -- | -- | |
| -- | -- | -- | 0,182 | 0,159 | 0,120 | 0,086 | 0,056 | 0,027 | 0,000 | -- | -- | |
| -- | -- | 0,241 | 0,220 | 0,181 | 0,144 | 0,110 | 0,080 | 0,052 | 0,025 | 0,000 | -- | |
| -- | 0,300 | 0,283 | 0,239 | 0,201 | 0,165 | 0,131 | 0,101 | 0,078 | 0,047 | 0,023 | 0,000 | |
| 0,358 | 0,343 | 0,299 | 0,256 | 0,219 | 0,183 | 0,149 | 0,119 | 0,092 | 0,067 | 0,043 | 0,021 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,313 | 0,271 | 0,235 | 0,199 | 0,165 | 0,136 | 0,109 | 0,085 | 0,062 | 0,041 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,326 | 0,285 | 0,248 | 0,213 | 0,180 | 0,151 | 0,125 | 0,101 | 0,079 | 0,058 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,337 | 0,297 | 0,260 | 0,226 | 0,191 | 0,168 | 0,138 | 0,115 | 0,094 | 0,078 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,347 | 0,308 | 0,271 | 0,238 | 0,205 | 0,178 | 0,152 | 0,128 | 0,107 | 0,087 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,356 | 0,318 | 0,281 | 0,249 | 0,216 | 0,189 | 0,163 | 0,140 | 0,119 | 0,100 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,364 | 0,327 | 0,291 | 0,258 | 0,226 | 0,199 | 0,173 | 0,150 | 0,130 | 0,111 |
Tęsinys iš 9.5 lentelės
| 0,400 | 0,350 | 0,372 | 0,335 | 0,300 | 0,266 | 0,235 | 0,208 | 0,183 | 0,160 | 0,140 | 0,122 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,379 | 0,343 | 0,308 | 0,274 | 0,243 | 0,216 | 0,192 | 0,170 | 0,150 | 0,132 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,385 | 0,350 | 0,315 | 0,282 | 0,251 | 0,224 | 0,200 | 0,178 | 0,159 | 0,141 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,363 | 0,329 | 0,296 | 0,265 | 0,236 | 0,215 | 0,194 | 0,175 | 0,158 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,375 | 0,341 | 0,309 | 0,279 | 0,253 | 0,230 | 0,210 | 0,191 | 0,174 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,385 | 0,353 | 0,322 | 0,293 | 0,266 | 0,246 | 0,226 | 0,207 | 0,190 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,395 | 0,363 | 0,333 | 0,306 | 0,282 | 0,260 | 0,240 | 0,222 | 0,225 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,409 | 0,378 | 0,350 | 0,325 | 0,301 | 0,280 | 0,260 | 0,242 | 0,235 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,422 | 0,392 | 0,366 | 0,341 | 0,319 | 0,297 | 0,277 | 0,260 | 0,243 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,404 | 0,378 | 0,354 | 0,332 | 0,312 | 0,292 | 0,275 | 0,252 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,414 | 0,399 | 0,364 | 0,343 | 0,324 | 0,305 | 0,287 | 0,271 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,423 | 0,397 | 0,374 | 0,353 | 0,334 | 0,316 | 0,299 | 0,283 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,435 | 0,409 | 0,380 | 0,366 | 0,349 | 0,331 | 0,315 | 0,300 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,445 | 0,421 | 0,398 | 0,378 | 0,361 | 0,344 | 0,328 | 0,313 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,454 | 0,430 | 0,407 | 0,387 | 0,370 | 0,358 | 0,336 | 0,320 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,459 | 0,436 | 0,414 | 0,394 | 0,376 | 0,360 | 0,344 | 0,328 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,440 | 0,419 | 0,400 | 0,382 | 0,365 | 0,350 | 0,335 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,446 | 0,425 | 0,406 | 0,388 | 0,370 | 0,355 | 0,340 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,448 | 0,428 | 0,408 | 0,390 | 0,373 | 0,357 | 0,342 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,450 | 0,431 | 0,411 | 0,393 | 0,376 | 0,361 | 0,346 | |
| 0,400 | 0,350 | 0,390 | 0,430 | 0,460 | 0,452 | 0,433 | 0,414 | 0,396 | 0,379 | 0,364 | 0,350 |
Tada nustatomi pagrindiniai pavarų parametrai.
9.1 pav- Išorinė pavara
PROGRAMOS
Užduotys bendrosios mechanikos inžinerijos temomis
| Surinkdami mechanizmus, pritvirtinkite | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkA 1 EkB | DkB 1 EkC | DkA 1 EkB | DkB 1 EkC | DkB 1 EkC | DkA 1 EkC | Pritvirtinto mechanizmo krumpliaračių skaičius | ||||||
| Pagrindinio mechanizmo numeris | Z 1 | Z/1 | Z 2 | Z/2 | Z 3 | Z/3 | ||||||||||||||||
| Papildomo (jungiamojo) mechanizmo skaičius | ||||||||||||||||||||||
| - | ||||||||||||||||||||||
| - | ||||||||||||||||||||||
| - | ||||||||||||||||||||||
| Pagrindinio mechanizmo dantų skaičius | Z/1 | - | - | - | - | |||||||||||||||||
| Z 1 | - | |||||||||||||||||||||
| Z 2 | - | |||||||||||||||||||||
| Z 3 | - | - | - | - | - | - | ||||||||||||||||
| Z/3 | - | - | - | - | - | |||||||||||||||||
| Z 4 | - | - | ||||||||||||||||||||
| Z/4 | - | - | - | - | ||||||||||||||||||
| Z 5 | - | - | - | - | ||||||||||||||||||
| Z 6 | - | - |
Kontrolinis sąrašas
1. Mašinų ir pagrindinių jos dalių mechanika;
2. Pagrindinės mechanizmų teorijos sąvokos ir apibrėžimai;
3. Svirtiniai mechanizmai;
4. kumštelių mechanizmai;
5. Pavarų mechanizmai;
6. Pleištiniai ir sraigtiniai mechanizmai;
7. Trinties mechanizmai;
8. Mechanizmai su lanksčiomis jungtimis;
9.
10. Mechanizmai su elektros prietaisais;
11. Kinematinės poros ir jų klasifikacija;
12. Įprasti kinematinių porų vaizdai;
13. Kinematinės grandinės;
14. Bendrosios kinematinės grandinės struktūrinė formulė;
15. Mechanizmo judėjimo laipsnis;
16. Plokščių mechanizmų konstrukcinė formulė;
17. Plokščių mechanizmų konstrukcija;
18. Keitimo mechanizmai;
19. Erdvinių mechanizmų sandara;
20. Mechanizmo šeimos;
21. Pagrindinis mechanizmų formavimo principas ir jų klasifikavimo sistema;
22. Plokščių mechanizmų konstrukcinė klasifikacija;
23. Šiek tiek informacijos apie erdvinių mechanizmų struktūrinę klasifikaciją;
24. Centroidai absoliučiame ir santykiniame judėjime;
25. Mechanizmo grandžių greičių ryšiai;
26. Kinematinių porų grandžių greičių ir pagreičių nustatymas;
27. Momentinio pagreičio centras ir patefonas;
28. Apgaubiančios ir apgaubiančios kreivės;
29. Centroidinis kreivumas ir vienas kitą apgaubiančios kreivės;
30. Nuolatinis ir pradinis mechanizmo judėjimas;
31. Grupių grandžių pozicijų nustatymas ir mechanizmų grandžių taškais aprašytų trajektorijų kūrimas;
32. 2 klasės grupių greičių ir pagreičių nustatymas;
33. 3 klasės grupių greičių ir pagreičių nustatymas;
34. Kinematinių diagramų sudarymas;
35. Kinematinis mechanizmų tyrimas diagramų metodu;
36. Keturių strypų vyrių mechanizmas;
37. Alkūninio slankiklio mechanizmas;
38. Svirties mechanizmai;
39. Atidėjinių apibrėžimas;
40. Greičių ir pagreičių nustatymas;
41. Pagrindiniai kinematiniai ryšiai;
42. Frikciniai pavarų mechanizmai;
43. Trijų svirčių pavarų mechanizmai;
44. Daugiašakių pavarų su fiksuotomis ašimis mechanizmai;
45. Planetinės pavaros mechanizmai;
46. Kai kurių tipų pavarų dėžių ir pavarų dėžių mechanizmai;
47. Pavarų mechanizmai su lanksčiomis jungtimis;
48. Universalus jungties mechanizmas;
49. Dvigubas universalios jungties mechanizmas;
50. Erdvinis keturių strypų vyrių mechanizmas;
51. Sraigtiniai mechanizmai;
52. Varomosios jungties nutrūkstamojo ir kintamo judėjimo pavarų mechanizmai;
53. Mechanizmai su hidrauliniais ir pneumatiniais įtaisais;
54. Pagrindiniai tikslai;
55. Mechanizmų galios skaičiavimo problemos;
56. Jėgos, veikiančios mechanizmo grandis;
57. Jėgų, darbų ir pajėgumų diagramos;
58. Mašinų mechaninės charakteristikos;
59. Trinties rūšys;
60. Neteptų kėbulų slydimas su trinčiais;
61. Trintis transliacinėje kinematinėje poroje;
62. Trintis varžtų kinematinėse porose;
63. Trintis sukimosi kinematinėje poroje;
Skaičiavimai šiame skirsnyje bus atliekami pagal metodiką, nurodytą punkte, remiantis šiais pradiniais duomenimis:
Z 2 =57 - antrojo rato dantų skaičius
Z 3 =58 - trečios pavaros dantų skaičius
Z 4 =20 - ketvirtos pavaros dantų skaičius
Z 5 =95 - penktos pavaros dantų skaičius
Z 6 =22 - šeštos krumpliaračio dantų skaičius
u 1 =2s -1 - pirmosios pavaros kampinis greitis
Panagrinėkime šio pavaros mechanizmo struktūrą.
Nustatykime mechanizmo žingsnių skaičių ir nurodykime jų charakteristikas. Penktasis ir šeštasis ratas sudaro paprasčiausią žingsnių seriją – plokščią pavarų mechanizmą su vidine pavara. Antrasis etapas, susidedantis iš 1,2,3,4 pavarų ir svirties H - laikiklis, yra planetinė serija su dviejų eilių palydovu su dviem išorinėmis pavaromis.
Kinematinės analizės tikslas.
Kinematinės analizės tikslas – nustatyti kiekvienos pakopos ir viso mechanizmo perdavimo santykius, taip pat atskirų nurodytų jungčių kampinius greičius.
Nustatykime dantų skaičių Z 1.
Nustatykime trūkstamą planetinio mechanizmo Z 1 dantų skaičių. Norėdami tai padaryti, naudojame centrinių jungčių koaksialumo sąlygą. Nurodykime atstumą nuo centro iki centro tarp centrinės ašies ir palydovų sukimosi ašies.
a=R 1 +R 2 – centrinės jungties išlyginimo sąlyga.
Z1 =Z3 +Z4-Z2
Z1 =58+20-57=21
Nubraižykime pavaros mechanizmo schemą pagal mastelį.
µz = 95/95 = 1 1/mm
Išmatavimus nustatykime naudodami segmentą, kurio pagalba ant rato bus pavaizduotos krumpliaračiai.
L Z5 = Z k /µ z = 95/1 = 95 mm
Kinematinė pavarų mechanizmo analizė grafiškai.
Norint atlikti analizę šiuo metodu, būtina atlikti mechanizmo kinematinę diagramą. Kinematinę analizę pradedame nuo įvesties nuorodos.
V A =у 1 *RA =21m/s
V V = 1 * R V =58 m/s
Parinksime pavaros mechanizmo linijinių greičių plano konstravimo skalę.
µ V = V A / (AO) = 21/21 = 1 (m/s)/mm
Įvesties nuorodai sudarome linijinių greičių planą. Norint sudaryti planą, pakanka žinoti dviejų taškų greitį, nes priklausomybė yra tiesinė. Projektuojame į polių linijos taškus, kurių greičiai žinomi. Iš taškų projekcijos nubrėžiame statmenas skalei polių linijas, nurodytų taškų tiesinių greičių vektorius. Mes pereiname prie įvesties nuorodos, vadovaudamiesi įvesties nuoroda. Antroje nuorodoje randame du taškus, kurių greičiai žinomi. Šiuos taškus projektuojame ant polių linijos. Rastiems taškams nubraižome žinomus tiesinių greičių vektorius. Remdamiesi dviem žinomais taškais, sudarome linijinių greičių planą. Remdamiesi sukonstruotu linijinių greičių planu, nubraižysime grandžių kampinių greičių diagramą. Per tašką P brėžiame tiesias linijas, lygiagrečias tiesinių greičių pasiskirstymo dėsniams tiesinio greičio plane. Spindulinės diagramos atkarpos, kurių pradžia yra taške O ir pabaiga atitinkamo skaičiaus taške, vaizduoja jungčių kampinius greičius, kadangi įvesties jungties kampinis greitis yra žinomas, mastelio koeficientas diagramai sudaryti gali būti Atkaklus.
µ u = u 1 /O 1 = 2/1 = 2
Žinodami kampinius jungčių greičius, nustatysime kiekvieno mechanizmo etapo ir viso mechanizmo perdavimo santykius.
Pavaros mechanizmo kinematinė analizė naudojant analitinį metodą.
Kadangi mechanizmas susideda iš dviejų pakopų, jo bendrą perdavimo skaičių galima apibrėžti kaip visų jo pakopų perdavimo skaičių sandaugą. Pirmiausia nustatome paprasčiausios pavaros pakopos perdavimo santykį.
i 56 = Z 6 / Z 5 = 22/95 = 0,23
Panagrinėkime planetinės pavaros rinkinį. Planetinio mechanizmo kinematinės analizės sudėtingumas slypi tame, kad palydovai atlieka sudėtingus judesius, todėl turi kampinį nešiojamojo judėjimo greitį ir santykinį kampinį greitį nešiklio atžvilgiu. Problemai išspręsti naudojamas nešiklio stabdymo principas. Willis metodas pagrįstas nešiklio stabdymo principu, kurio esmė tokia. Planetinis mechanizmas psichiškai pakeičiamas atvirkštiniu mechanizmu.
Apibendrintas mechanizmas sukonstruotas taip:
1) vežėjas laikomas stovinčiu,
2) kadangi nešiklis stovi, nešiklio kampinis greitis atimamas iš visų jungčių kampinių greičių,
3) kiekvienai pavarai galite parašyti pavaros santykio formulę pagal dantų skaičių,
4) matematinių transformacijų pagalba galite pereiti nuo atvirkštinio mechanizmo prie planetinio mechanizmo - originalaus ir nustatyti planetinio mechanizmo pavarų santykius.
Padarykime lentelę. Lentelėje bus trys stulpeliai: 1) dalių, sudarančių planetinį mechanizmą, skaičius, 2) jungčių kampiniai greičiai normaliai judant, 3) jungties kampiniai greičiai, kai nešiklis sustabdomas.
i 12 =(w 2 - w H)/(w 1 - w H) = -2,7
i34 =(n2-nH)/(-nH)=-0,34
w 2 = w 3 = 3,06
sch 1 H = 2-2,28 = -0,28
sch 2 H = 3,06-2,28 = 0,78
sch 3 H = 3,06-2,28 = 0,78
sch 4 H =0-2,28=-2,28
Nustatykime bendrą viso mechanizmo pavaros santykį
2.2 Pavarų mechanizmo analizė
Norėdami nustatyti pavaros santykį grafiniu metodu, pavaizduojame pateiktą mechanizmą pagal skalę, paimdami savavališką modulio reikšmę (m = 10). Pažymėkime visus būdingus mechanizmo taškus - krumpliaračių polius ir ratų centrus. Nubrėžiame ratų sukimosi ašims statmeną liniją ir projektuojame ant jos visus būdingus taškus. Kadangi pirmaujanti grandis yra ratas 1, jo galo (taško A) linijinį greitį pavaizduojame savavališko ilgio vektoriumi Aa. Sujungę taškus a ir O 1, gauname rato 1 linijinių greičių pasiskirstymo liniją. Tašką B sujungiame su tašku a, o šios linijos tęsinyje projektuojame tašką O 2, gauname tiesinio pasiskirstymo liniją. rato greičiai 2. Sujungę taškus O 2, O 4 gauname linijinių ratų greičių pasiskirstymo liniją 4. Tiesės Aa tęsinyje projektuojame tašką A / . Sujungiame tašką a / su tašku c, kad gautume rato 5 paskirstymo liniją. Tašką O 5 projektuojame ant šios linijos. Sujungiame tašką O 5 su tašku O H, gauname paskirstymo liniją galutinei grandinei - nešikliui.
Pavarų skaičius nustatomas per segmentus SH ir S1
i 1Н = S 1 / S Н = 190/83 = 2,29
Kadangi segmentai SH ir S1 yra toje pačioje SP pusėje, perdavimo skaičius gaunamas su pliuso ženklu.
Turime diferencialinį mechanizmą
Di = × 100 % = 3,9 %
2.3 Planetinio mechanizmo derinimo, artumo ir surinkimo sąlygų įvykdymo patikrinimas
Išlygiavimo sąlyga parodo krumpliaračių porų atstumų nuo centro iki centro lygybę
r 1 + r 2 = r 3 – r 2 arba z 1 + z 2 = z 3 – z 2
36 + 40 = 116 – 40 76 = 76
Lyginimo sąlyga tenkinama.
Kaimynystės sąlygos lemia galimybę visus palydovus išdėstyti aplink jų centrų perimetrą, neliečiant vienas kito.
nuodėmė 
kur K yra palydovų skaičius
Esant K= 2 sin>0,28
Kaimynystės būklė patenkinta.
Surinkimo sąlyga lemia galimybę vienu metu sujungti visus palydovus su centriniu ratu. Tai reiškia, kad centrinių ratų dantų skaičių suma bus palydovų skaičiaus kartotinė.
kur C yra bet koks teigiamas sveikasis skaičius.
Surinkimo sąlyga įvykdyta.
Taigi tam tikro krumpliaračio mechanizmo planetinė dalis atitinka visus konstrukcijos reikalavimus.
3 Svirties mechanizmo galios skaičiavimas
20 variantas
Pradiniai duomenys:
| LBC = 0,5 |
čia l i yra jungčių ilgiai ir atstumas iki jungčių masės centrų nuo jų pradinių vyrių, m;
J si – grandžių inercijos momentai, kgm 2;
m i – grandies masės, kg;
w 1 – varančiosios jungties kampinis greitis, s -1;
P nc - naudinga pasipriešinimo jėga, taikoma slankikliui 5, N;
P j 5 – 5-osios jungties inercijos jėga, N.
Reikia nustatyti balansavimo jėgą konstrukcinių grupių izoliavimo metodu ir N. E. Žukovskio standžiosios svirties metodu, slėgį visose kinematinėse porose.
Nubraižykite mechanizmo planą mastelyje m l
m l = l OA / OA = 0,2/40 = 0,005 m/mm.
Sudarome greičio planą, pasuktą 90° pagal mastelį
m v = V A /Pa = w 1 × l OA /Pa = 60 × 3,14 × 0,2 / 94,2 = 0,4 m/s/mm.
Taško B greitis bus nustatytas sprendžiant dvi vektorines lygtis
V B = V A + V BA, V B = V C + V BC.
Taškas d greičio plane nustatomas pagal panašumo teoremą
BC/DC = Pb/Pd Pd = Pb×CD/BC = 64×40/100 = 25,6 mm. Norėdami nustatyti taško E greitį, sudarome vektorinę lygtį V E = V D +V ED ir ją išsprendžiame. Sudarome pagreičio planą, pasuktą 180° pagal mastelį
m a = a A /pa = w 1 2 × l OA /pa = (60 × 3,14) 2 × 0,2 / 101,4 = 70 m / s 2 /mm.
Taško B pagreitis nustatomas taškų A ir C atžvilgiu
a B = a A + a n BA + a t BA , a B = a C + a n CB + a t CB ,
a n BA = w 2 2 × l AB = (ab × m v / l AB) 2 × l AB = (84 × 0,4 / 0,6) 2 × 0,6 = 1881,6 m/s 2
a n BC = w 3 2 × l BC = (Pb × m v / l BC) 2 × l BC = (64 × 0,4 / 0,5) 2 × 0,5 = 1310,7 m/s 2
Segmentų, vaizduojančių normalius pagreičio komponentus, ilgiai
a n BA ir a n BC pagal pagreičio planą, nustatytas atsižvelgiant į mastelį m a
an BA = a n BA /m a = 1881,6/70 = 26,9 mm
pn BC = a n BC /m a = 1310,7/70 = 18,7 mm
Taško d padėtis pagreičio plane nustatoma pagal panašumo teoremą
BC/DC = πb/πd πd = πb×CD/BC = 58×40/100 = 23,4 mm. Norėdami nustatyti taško E pagreitį, sudarome ir išsprendžiame vektorinę lygtį a E = a D +a n ED +a t ED. kur a n ED =w 4 2 × l ED = (V ED /l ED) 2 × l ED = (de × m v /l DE) 2 × l DE = (14 × 0,4) 2 / 0,7 = 44,8 m / s 2 /mm
Atkarpos ilgis pagal pagreičio planą
dn ED = a n ED /m a = 44,8/70 = 0,64 mm
Taškų S 2, S 3, S 4 padėtis pagreičio plane nustatoma pagal panašumo teoremą iš ryšių
AB/AS 2 = ab/aS 2 Þ aS 2 = ab×AS 2 /AB = 45 × 40/120 = 15 mm
BC/CS 3 = pb/pS 3 Þ pS 3 = pb × CS 3 /BC = 58 × 20/100 = 11,6 mm
DE/DS 4 = de/dS 4 Þ ds 4 = de × DS 4 /DE = 19 × 60/140 = 8,14 mm
Jungčių inercijos jėgų nustatymas
Nustatydami inercines jėgas ir momentus, atsižvelgiame į tai, kad pagreičio planas sudaromas pasuktas 180°, todėl minuso ženklą skaičiavimuose praleidžiame.
P j2 = m 2 × a s2 = m 2 × ps 2 × m a = 60 × 86 × 70 = 361 200 N
M j2 = J s2 × e 2 = J s2 ×a t BA /l AB = J s2 ×n BA b × m a / l AB = 0,1 × 39 × 70 / 0,6 = 455 H × m
P j3 = m 3 × a s3 = m 3 × ps 3 × m a = 50 × 12 × 70 = 42 000 H
M j3 = J s3 × e 3 = J s3 ×a t BA /l B C = J s3 × n B C b × m a / l B C = 0,06 × 55 × 70 / 0,5 = 462 H × m
P j4 = m 4 × a s4 = m 4 × ps 4 × m a = 50 × 21 × 70 = 73 500 H
M j4 = J s4 × e 4 = J s4 × a t ED /l DE = J s4 × n ED e × m a /l DE = 0,12 × 19 × 70 / 0,7 = 228 H × m
P j 5 = m 5 × a E = m 5 × pe × m a = 140 × 22 × 70 = 215 600 H
Naudinga pasipriešinimo jėga, taikoma darbinei jungčiai (5)
P nc = -2 P j 5 = - 431200 H
Rezultatas taške E R 5 = P j 5 + P nc = -215600 H Apskaičiuotas jėgas ir momentus braižome mechanizmo plane. Taškuose S 2 , S 3 , S 4 taikome inercines jėgas, o taškuose A ir E atitinkamai balansavimo jėgą - P y ir atsirandančią jėgą - R 5.
Veikiamas veikiančių jėgų mechanizmas yra pusiausvyroje. Parenkame pirmąją struktūrinę grupę (sąsajos 4,5) ir atsižvelgiame į jos pusiausvyrą. Taškuose D ir E, norėdami subalansuoti struktūrinę grupę, taikome reakcijas R 34 ir R 05.
Sukurkime pusiausvyros lygtį
SM D = 0, P j4 × h 4 µl + R 5 × h 5 µl + R 05 × h 05 µl - M j4 = 0
R 05 = (-P j4 × h 4 µ l - R 5 × h 5 µ l + M j4) / h 05 µ l = (-73500 × 2∙0,005 - 215 600 × 62 ∙ 0,005 + 228) / 106,005 = -106893,6 N
SP i = 0. P j 4 + R 5 + R 05 + R 34 = 0. Mes priimame pajėgų plano mastą
m p 1 = P j 4 / z j 4 = 73500/50 = 1470 N/mm
Šioje skalėje statome jėgos daugiakampį, iš kurio randame
R 34 = z 34 × m p 1 = 112 × 1470 = 164 640 H
Nustatome ir svarstome antrosios struktūrinės grupės pusiausvyrą (sąsajos 2,3). Norėdami jį subalansuoti, taikome:
taške D – reakcija R 43 = - R 34;
taške A - reakcija R 12;
taške C – reakcija R03.
SM B2 = 0, P j 2 × h 2 µ l - R t 12 × AB × µ l + M j 2 = 0,
Rt 12 = (Pj 2 × h 2 µl + M j 2) / AB × µ l = (361200 × 50∙0,005 + 455) / 120 × 0,005 = 151258,3 H
SM B3 = 0, P j 3 × h 3 × µ l + R t 03 × BC × µ l + R 43 × h 43 × µ l - M j 3 = 0
Rt 03 = - Pj 3 × h 3 × µ l -R 43 × h 43 × µ l + M j 3 /BC × µ l ,
Rt 03 = -42000×76×0,005-164640×31×0,005 + 462/100×0,005 = -82034,4 N SP i = 0, Rt 12 + P j 2 + R 43 + P t 0 3 + 3 R n 03 + R n 12 = 0 . Sutinkame su šios struktūrinės grupės pajėgų plano mastu
m p 2 = P j 2 / z j 2 = 361200/100 = 3612 N/mm
Iš jėgų daugiakampio nustatome susidariusią reakciją
R 12 = R n 12 + R t 12 ir jo reikšmė
R 12 = z 12 × m p 2 = 79 × 3612 = 285 348 H
Mes atsižvelgiame į likusio pirmos klasės mechanizmo pusiausvyrą. Taške O pakeičiame stovą savavališkos krypties reakcija R 01.
Pusiausvyros lygčių sudarymas
SM 0 = 0, P y × OA - R 21 × h 21 = 0.
Balansavimo jėga
P y = R 21 × h 21 /OA = 79935,9 H
SP i = 0, P y + R 21 + R 01 = 0.
Jėgos plano skalė
m p 3 = R 21 /z 21 = 2850 N/mm
Iš jėgos trikampio randame reakciją R 01
R 01 = z 01 × m p 3 = 99 × 2850 = 282 150 H
Slėgį nustatome kinematinėse porose.
Kinematinė pora B (nuorodos 2,3). Nagrinėjame jungties R 12 + P j 2 + R 32 = 0 pusiausvyros lygtį. Jai išspręsti pasitelkiame struktūrinės grupės jėgų planą (2.3). Uždarymo vektorius z 32 rodomas punktyrine linija.
R 32 = z 32 ×m p 2 = 24 × 3612 = 86688 H Slėgis kinematinės poros E (ryšiai 4.5) nustatomas iš vektoriaus lygties R 5 + R 05 + R 45 = 0 R 45 = z 45 sprendinio. ×m p 1 = 162 × 1470 = 238140 N Slėgio vertes visose nagrinėjamo mechanizmo kinematinėse porose apibendriname lentelėje. 4 lentelė - Slėgio vertės mechanizmo kinematinėse porose
| kinematinė | 0 | A | IN | SU | D | ||
| Paskyrimas | |||||||
| Vertė, N | 282150 | 285348 | 86688 | 122808 | 164640 | 238140 | 106893.6 |
Norėdami nustatyti balansavimo jėgą N. E. Žukovskio metodu, nubrėžiame greičio planą, pasuktą 90 ° sumažinta skale. Šiame brėžinyje šis greičio planas sutampa su mechanizmo greičio planu. Naudodamiesi panašumo teorema, greičio plane nustatome taškų S 2, S 3, S 4 padėtis.
AS 2 /AB = ak 2 /ab Þ as 2 = ab × AS 2 /AB = 84 × 40/120 = 28 mm
CS 3 /CB = Ps 3 /Pb Þ Ps 3 = Pb × CS 3 /CB = 64 × 20/100 = 12,8 mm
DS 4 /DE = dk 4 /de Þ ds 4 = de × DS 4 /DE = 14 × 60/140 = 6 mm
1.4 Išėjimo jungties poslinkio diagramos sukūrimas. Išvesties jungties poslinkio schema gaunama sukonstruojant segmentus, paimtus iš plokščios svirties mechanizmo brėžinyje 12 padėčių, atsižvelgiant į išėjimo jungties greičio diagramos mastelio koeficientą. Išvesties jungties greičio diagrama gaunama kaip grafinio diferenciacijos rezultatas...
24 0,00 0,00 14,10 14,10 9,30 9,30 58,02 58,02 2,4 Mechanizmo tyrimas kinematinių diagramų metodu Mechanizmų tyrimas diagramų metodu atliekamas siekiant: 1. Gauti vizualinio judėjimo dėsnį. mus dominantis taškas arba mechanizmo grandis. 2. Taškų ar grandžių greičių ir pagreičių nustatymas pagal žinomą taškų poslinkio dėsnį arba...
