>
. (2.34)
На плані прискорень можна висловити:
мм (2.35)
Відкладемо його паралельно ланці CD на плані з точки С в напрямку від D до С, а потім перпендикулярно ланці CD провести лінію дії тангенціального прискорення до перетину з лінією ходу повзуна (це буде точка D).
Визначимо величини прискорень точок D,,, ,, М/с 2 :
; p> (2.36)
;
;
;
Визначаємо кутові прискорення ланок.
Кутове прискорення e 1 ведучого ланки Про 1 А, коїть рівномірний рух, дорівнює нулю.
Кутове прискорення ланки 2, з -2 ,
. (2.35)
Для визначення напрямку кутового прискорення e 2 ланки 2 треба подумки перенести вектор тангенціального прискорення в точку В. У напрямку цього вектора точка В обертається відносно точки А проти годинникової стрілки.
За аналогією визначаємо значення та напрямки кутових прискорень ланок 4 і 5, з -2 :
; (по годинникової стрілки);
; (по годинникової стрілки). (2.36)
В
3. СИЛОВЕ ДОСЛІДЖЕННЯ МЕХАНІЗМІВ
У завдання силового дослідження входить визначення:
1) сил, що діють на ланки механізму;
2) реакцій в кінематичних парах;
3) врівноважує сили (Моменту). p> Силовий аналіз заснований на принципі Даламбера. Сутність його полягає в тому, що кожна ланка може розглядатися в умовному статичному 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 рівності:
, (3.1)
тому невідомі сили (Реакції в кінематичних парах) можуть визначатися методом статики. p> Для проведення силового аналізу кінематична 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 віддаленою від провідного ланки структурної групи.
3.1 Визначення реакцій в кінематичних парах структурних груп
Щоб визначити величини та напрямки сил інерції, треба знати прискорення і маси ланок. Прискорення відомі з плану прискорень механізму. Визначаємо вагу кожної ланки, Н:
;
;
; (3.2)
;
;
де - довжина ланок, мм.
Визначаємо масу кожного ланки, кг :
В
;;
;; (3,3)
.
В
Визначаємо сили інерції ланок, Н:
;
;
; (3.4)
;
.
Визначаємо момент пари сил інерції для ланок CD, Про 2 B і AВ, роблять складну рух:
ланка АВ-
В
(3.5)
В
ланка Про 2 B -
;
; (3.6)
В
ланка СD-
В
(3.5)
В
Силовий розрахунок механізму починаємо з найбільш віддаленою від провідного ланки групи Ассура 4 - 5 (CD), що складається з ланок 4 і 5, двох обертальних кінематичних пар - С і D, і однією поступальної (при русі повзуна по направляючої).
Групу CD вичерчуємо окремо в масштабі схеми механізму і в тому ж положенні. Додаємо до неї замість зв'язків дві реакції:
F 65 - в поступальної парі, іншу F 34 в шарнірі С, незмінні за величиною і напрямком. Реакцію F 34 представляємо в вигляді двох складових: тангенціальною, спрямованої перпендикулярно до осі ланки CD, і нормальної - уздовж ланки CD. p> Крім цього додаємо сили ваги F 4 і F 5 в центрах тяжіння і сили інерції: - проти прискорення тяжкості S 4 ; - проти прискорення повзуна. Момент інерції замінюємо парою сил:, прикладеної в точці С проти напрямку кутового прискорення ланки 4 (e 4 ), та - у точці D. p> Для визначення реакцій в кінематичних парах складаємо векторне рівняння рівноваги сил, що діють на групу 4 - 5 по порядку ланок:
. (3.7)
Сили і в рівняння не вписані, так як вони вирішується побудовою плану сил, і ці сили взаємно врівноважують один одного, але для визначення ці сили треба знати, Н:
;; (3.8)
Визначаємо, що входить в рівняння рівноваги, склавши рівняння моментів всіх сил, що діють на ланку CD, відносно точки D:
; (3.9)
В
Н.
Оскільки складову вийшла зі знаком плюс, то це означає, що її дійсне напрямок збігається з обраним. p> Виходячи зі значень сил, входять в рівняння рівноваги, Н:
;; ;; p> ;; (3.10)
задаємося масштабом плану сил, Н/мм.
Максимальної силою є сила корисного опору, яку в прикладі зобразимо вектором довжиною 250 мм. Отримуємо масштаб плану сил, Н Г— мм -1 :
. (3.11)
Обчислю...
