рискорення шарнірних точок (==0), поміщаємо їх на плані прискорень в полюсі ра. Ланка О1А обертається рівномірно, тому точка А має тільки нормальне прискорення, яке направлено по ланці О1А до центру обертання О1. Визначаємо його за формулою 2.14, м/с2:
, (2.14)
.
Масштаб плану прискорень за формулою 2.3:
м/с2? мм - 1
За аналогією з планом прискорень складаємо векторні рівняння для визначення прискорень точки В:
(2.15)
(2.16)
Визначимо величину нормального прискорення, м/с2:
, (2.17)
,
, (2.18)
.
Величини векторів нормальних прискорень визначаємо за допомогою масштабу, мм:
, (2.19)
, (2.20)
,
.
Визначимо місце точки «с» на плані прискорень, мм:
, (2.21)
,
, (2.22)
м/с.
За аналогією з планом швидкостей визначаємо положення точок S1, S2, S3, використовуючи масштаб, розрахуємо прискорення всіх точок механізму, м/с2:
, (2.23)
, (2.24)
, (2.25)
, (2.26)
. (2.27)
Підставляючи числові значення, отримуємо:
,
,
,
,
.
Кутове прискорення кривошипа дорівнює нулю, так як обертання рівномірне і поступальний. Для другого і третього ланок, с - 2:
, (2.28)
, (2.29)
,
.
3 Силове дослідження механізмів
У завдання силового дослідження входить визначення:
) сил, що діють на ланки механізму;
) реакцій в кінематичних парах;
) врівноважує сили (моменту).
Силовий аналіз заснований на принципі Даламбера. Сутність його полягає в тому, що кожна ланка може розглядатися в умовному статистичному рівновазі, якщо до нього крім всіх діючих зовнішніх сил докласти інерційну навантаження у вигляді сили інерції і моменту пари сил інерції, при цьому умови для кожної ланки справедливі равенстваі, тому невідомі сили ( реакції в кінематичних парах) можуть визначатися методом статики.
Для проведення силового аналізу кінематичний ланцюг повинна бути статично визначної, тобто число невідомих параметрів реакцій має дорівнювати кількості рівнянь статики, які можна скласти для їх визначення.
Починати силовий аналіз необхідно з найбільш віддаленої від провідної ланки структурної групи.
За допомогою заданої ваги одного міліметра довжини ланки q=0,2 Н/мм визначаємо вагу ланок механізму:
, (3.1)
, (3.2)
Н,
Н.
Маси ланок, кг:
, (3.3)
,
, (3.4)
.
Сили інерції, Н:
, (3.5)
,
, (3.6)
.
Обчислюємо момент сил інерції ланки АВ (мі1=0):
, (3.7)
Н? м,
, (3.8)
Н.
Зображуємо групу Ассура 2-3 і прикладаємо до неї всі сили. Звільняємо групу від зв'язків тощоікладиваем замість них реакції F43 в шарнірі О2 і F12 в шарнірі А. Реакцію F12 представляємо у вигляді двох складових F 12? і F12n. Реакцію F43 представляємо у вигляді двох складових F 43? і F43n.
Складаємо рівняння моментів усіх сил відносно точки В для кожної ланки окремо, для ланки АВ і для ланки ВО2:
, (3.9)
Н.
, (3.10)
Н
Складаємо векторне рівняння рівноваги всіх сил і будуємо багатокутник сил, приймаючи масштаб плану сил kF=20 Н/мм:
, (3.11)
Н,
Н,
Н,
Н,
Н.
Розрахунок провідної ланки починаємо з зображення ланки О1А і докладемо до нього всі діючі сили, а в точку А докладемо врівноважуючу силу, перпендикулярно ланці АВ в напрямку обертання.
Складаємо рівняння моментів усіх сил відносно точки О1 і знайдемо врівноважуючу силу, Н:
, (3.12)
Н.
Складаємо векторне рівняння і будуємо план сил, приймаючи масштаб плану сил kF=40 Н/мм:
, (3.13)
Н.
4 Геометричний синтез прямозубого зовнішнього зачеплення
Завданням синтезу є визначення розмірів і якісних показників (коефіцієнта перекриття, відносного ковзання і питомого тиску) зубчастого зачеплення.
У даній роботі виконано синтез нульового зачеплення.
Проектуючи зубчасті кол...
