1.47)
Звідси:
H (1.48)
Н . м (1.49)
Отримані дані занесемо в таблицю 1.4.
Таблиця 1.4
F ур , Н
М ур , Н Г— м
28
0.7
2. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ НА МІЦНІСТЬ
У результаті динамічного аналізу плоского важільного механізму були визначені зовнішні сили, що діють на кожну ланку і кінематичну пару. Цими зовнішніми зусиллями є сили інерції F i , моменти інерції M і реакції в кінематичних парах R. Під дією зовнішніх сил ланки плоского механізму відчувають деформації. У даному механізмі переважають спільні деформації вигину і розтягування.
Аналіз навантаженої групи Асура 4-5 показує, що ланка 4 під час роботи механізму відчуває спільну дію згину і розтягування. Для оцінки міцності механізму необхідно за допомогою методу перерізів визначити величину внутрішніх зусиль, діють в перетинах. Значення всіх сил зведемо в таблицю. br/>
Таблиця 2.1
Н
Н
В
Mi
Н
Н
14
25
21
0,021
13
30
2.1 Побудова епюр N Z , Q Y , M X
навантажених ланки дозволяє виділити дві ділянки, щоб використовувати метод перерізів для них. Використання методу перерізів для нормальної сили N Z дає наступні рівняння:
I ділянку
(2.1)
II ділянка
(2.2)
За цими даними будуємо епюру N Z .
Для поперечної сили Q Y на відповідних ділянках записуються такі рівняння:
I ділянку
(2.3)
II ділянка
(2.4)
Згідно з отриманими значеннями будуємо епюру Q Y .
Аналітичні рівняння записуємо також для згинального моменту на ділянках I і II:
I ділянку
В
(2.5)
В
II ділянка
(2.6)
В
Епюру М Х будуємо за отриманими значеннями моментів.
З епюр М Х і N Z видно небезпечне ланка механізму.
M max = Нм
N Z max = H
2.2 Підбір перерізів
Поєднані деформації згинання і розтягування є причиною виникнення в матеріалі нормального напруги, яка визначається алгебраїчною сумою напруг від згинання і розтягування:
Пѓ max = Пѓ 1 + Пѓ 2 = N Z max /F + M max /W Z (2.7)
де F - площа перерізу;
W Z - момент інерції перетину щодо осі Z.
Ця напруга Пѓ max , згідно з умовами міцності, повинно бути не більше допустимого в”‚ Пѓ в”‚ = 170 МПа:
. p> σ max = N Z max /F + M max /W Z ≤ │ σ │ (2.8)
Це рівняння дає можливість знайти геометричні розміри небезпечного розрізу через підбір параметрів F і W Z .
Будемо розраховувати для прямокутного перерізу. Тоді
Wx = bh 2 /6
h = 2b; F = hb = 2b 2 ; W Z = 4b 3 /6; (2.9)
b == 5mm
h = 2b = 2 * 5 = 10mm
Так як умова міцності виконується, то отриманий діаметр підходить.
Для круглого перерізу використовуємо відносини:
;; (2.11)
Звідси знаходимо діаметр:
d == 3mm
F = ПЂD 2 /4 = 3.14/4 = 7.06
Для перерізу у вигляді двотавра параметри знаходимо підбором, підставляючи у вираз (2.13) значення W X . Приймаючи [ОЈ] = 70 МПа (латунь), вибираємо двотавр з параметрами Н = 15 мм, В = 7 мм, S = 1.5мм, S 1 = 1.5 мм, ГОСТ 13621-74, виготовлений з латуні .
(2.13)
W Z = 0,245/70 * 10 6 = 0, 0035
Висновки
У ході виконання курсової роботи були вивчені методи аналізу і розрахунку плоских важільних механізмів. У результаті динамічного аналізу були визначені швидкості, прискорення, сили і моменти, що діють на ланку. p> Розрахунок на міцність ланок механізму показав найбільш небезпечні ділянки.
Виходячи з конструкторських міркувань, був змінений діаметр круглого перерізу з 4,8 мм на 5мм. Розміри прямокутного перерізу 5мм на 10 мм.
...
