Положений механизма

Если задать ряд последовательных положений кривошипа АВ.>, АВЯ, ..., АВа, то новые положения всех звеньев механизма определяются аналогично.

Для того чтобы установить закон движения выходного звена механизма, можно применить метод графиков, или кинематических диаграмм. В этом методе используется построение положений механизма, выполненное для ряда положений кривошипа, который будет начальным звеном (рис. 4.2). Для этого механизма требуется определить закон перемещения ползуна, его скорость и ускорение в различных положениях.

ветствующих положений кривошипа /. Обозначим через Р угол между АСг и ACZ. Тогда kw = (л + р)/(л — р), откуда

Для различных положений кривошипа (рис. 11.12) при выбеге угловая скорость (о=к 2E/J*, где Е — кинетическая энергия; J* — приведенный момент инерции (табл. 11.2).

Соединяя точки прямыми линиями 0±АЪ АгВг и Bj02, получим новое положение механизма О^А^В^О^. Аналогично строим остальные 14 положений кривошипа. Каждому положению точек Л, и В[ отвечают соответствующие углы поворота ер,- кривошипа и % коромысла. .Откладывая эти углы в качестве ординат в прямоугольной системе осей Ф и гр, получаем график, представляющий собой функцию положения ty = /(ф) для рассматриваемого механизма. На рис. 94 построена также размеченная траектория С0, Сь C2V..,C15 точки С.

Определение зоны мертвых положений кривошипа четырехзвенника при движущем моменте, приложенном к коромыслу, показано на рис. 1.42, в. Сила Р, направленная вдоль шатуна в предельных положениях, ограничивающих зону самоторможения, должна касаться круга трения 1гА, если трением в цапфе В можно пренебречь и касаться двух кругов трения с радиусами hA и hB, если необходимо учесть трение в цапфах А к В.

Выясним прежде всего, по какому числу взаимосвязанных положений кривошипа и коромысла может быть поставлена и решена указанная задача геометрического синтеза.

Откуда п = 5. Следовательно, при проектировании шарнирных четырехзвенных механизмов по положениям больше пяти взаимосвязанных положений кривошипа и коромысла задавать нельзя. Реко-

Подсчеты хс и ус по формулам (108) и (109) нужно производить для ряда последовательных положений механизма, практически для такого числа его положений, по которому ведется обычно разметка путей, т. е. для 12, 16 и даже 24 положений кривошипа на обороте. Отдельные точки траектории общего центра тяжести, подсчитанные по этим формулам, на рис. 119 и 121 обведены замкнутым контуром 7-

размеры (в миллиметрах): АС = АВ — 9; -QCAB = 80°; BE — = CD = GF = 20,25; ED = 22,5; EG = DE = 32,77; AG = 49,5. В системе координат XAY начальное положение кривошипа А С а = 15°, при этом угол между поводком BE и осью абсцисс (AG) равен 35°. Кривошип вращается с угловой скоростью со = 50 с"1. Для различных положений кривошипа А С с шагом") 30° определяются координаты, значения модулей скорости и ускорения точки .F," а также угловые параметры движения звена GF. Все вычисляемые параметры выводятся в виде таблицы с двумя значащими цифрами после запятой. Значения угла \) в градусах выводятся в виде графика. Как отмечалось выше, первой группой данных должна быть информационная группа, содержащая следующие перфокарты:

соответствующих друг другу положений кривошипа и коромысла показаны на рис. 203; угол передачи ^mln равен 52° [90, 146, 156]. В крайних положениях кривошипно-ползунного механизма двум бесконечно близким положениям кривошипа соответствуют два совпадающих положения ползуна. Если заданы два крайних положения BI, В2 и В3, Вь ползуна и угол ф0 ведущего кривошипа, соответствующий этим крайним положениям, то геометрическим местом точек АО будет дуга окружности, из всех точек которой хорда, соответствующая перемещению ползуна, видна под углом а= 180° — 3) Строим индикаторную диаграмму (рис. 93, б) и отмечаем на ее оси абсцисс точки, соответствующие положениям точки С (поршня) для рассматриваемых восьми положений механизма. Находим ординаты t/j и #ц диаграммы, выражающие давление газа на поршень в первой и второй ступенях, для каждого положения поршня (точки С).

№№ положений механизма VI, мм PI, н (/]], ММ ^и. « Ръ = Р\+Р\\, «

XiK> положений механизма (bcY \РЬ) с (Ьс\г c'V7bj /Л5- V \pb) с (PSV C'(~pJ) / P?Y \pi>l с (PCY С* Uft )

351. Спроектировать кулачковый механизм I вида. Построение провести для двенадцати положений механизма. Известно, что ход толкателя h = 42 мм; закон изменения первой производной от функции положения толкателя задан графиком

352. Спроектировать кулачковый механизм I вида. Построение произвести для двенадцати положений механизма. Известно, что ход толкателя h — 36 мм; закон изменения второй производной от функции положения толкателя задан графиком

углов давления для семи положений механизма на фазе подъема.

354. Для кулачкового механизма I вида определить величины углов давления для семи положений механизма на фазе подъема. Известно, что ход толкателя h = 36 мм; минимальный радиус кулачка г0 — 20 мм-, закон изменения второй производной от функции положения толкателя задан графиком

7°. При кинематическом исследовании механизмов необходимо бывает проводить это исследование за полный цикл движения исследуемого механизма. Для этого аналитическое или графическое исследование перемещений, скоростей и ускорений ведется для ряда положений механизма, достаточно близко отстоящих друг от друга. Полученные значения кинематических величин могут быть сведены в таблицы или по полученным значениям этих величин могут быть построены графики, носящие название кинематических диаграмм.

Г, Из формулы (14.19) следует, что для определения коэффициентов полезного действия отдельных механизмов необходимо каждый раз определять работу или мощность, затрачиваемые на преодоление всех сил непроизводственных сопротивлений за один полный цикл установившегося движения. Для этого определяют для ряда положений механизма соответствующие силы непроизводственных сопротивлений. Для большинства механизмов — это силы трения. Далее, по известным скоростям движения отдельных звеньев механизма определяются мощности, затрачиваемые на преодоление сил трения. По полученным значениям мощностей определяют среднюю мощность, затрачиваемую в течение одного полного цикла установившегося движения на преодоление сил трения. Тогда, если мощность движущих сил будет известна, коэффициент полезного действия определится по формуле (14.19).

Если соединить последовательно все точки кривой Т — Т (Ju) с точкой О, определить последовательно все углы %, х)2, ^з, ••• и, воспользовавшись формулой (16.49), подставить значения тангенсов этих углов в равенство (16.48), то можно получить значение квадратов угловых скоростей со звена приведения для всех положений механизма. Имеем

2°, Назовем ошибкой положения механизма разницу положений выходных звеньев действительного и соответствующего теоретического механизмов при одинаковых положениях входных звеньев обоих механизмов. Ошибкой перемещения тогда можно назвать разницу перемещений выходных звеньев действительного и теоретического механизмов при одинаковых перемещениях входных звеньев обоих механизмов. Рассмотрим вопрос о том, как могут быть определены ошибки положений механизма. Если известны параметры qlt q2, (}я, ..., qm теоретического механизма, то параметр р, определяющий положение выходного звена, будет всегда некоторой функцией от параметров