МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ УО «МОЗЫРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПЕДАГОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
УО «МОЗЫРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПЕДАГОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
ИМ. И. П. ШАМЯКИНА »
Кафедра ОМ и МПМД
КУРСОВАЯ РАБОТА
по теории машин и механизмов
«МЕХАНИЗМ ВЫТЯЖНОГО НАСОСА».
Выполнил студент:
2 курса - группы ИПФ:
----------------------------Научный руководитель:
-------------------------------
МОЗЫРЬ 20--
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ………………………………………………................................…..3
1. СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА…………………...………..……4
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА МЕТОДОМ
ПЛАНОВ………………………………………………………………………… 5
2.1. Построение планов положений механизма……………………..…..........5
2.2. Построение планов скоростей………………………………...………….. 6
2.3. Определения угловых скоростей звеньев…………………..…………...13
2.4. Построение планов ускорений механизма…………………...………….14
2.5. Определение угловых скоростей звеньев……………………..………...17
3. КИНЕТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА МЕТОДОМ
ДИАГРАММ..………………………………………………………………..18
ЛИТЕРАТУРА…………………………………………………………………20
ВВЕДЕНИЕ
Развитие современной науки и техники неразрывно связанно с созданием
новых машин, повышающих производительность и облегчающих труд людей, а
также обеспечивающих средства исследования законов природы и жизни
человека. Система тел, предназначенная для преобразования движения одного
или нескольких тел в требуемые движения других тел – называется механизмом.
Механизмы, входящие в состав машины, весьма разнообразны. К исследованию
механизмов с разными функциональными назначениями можно применять общие
методы, базирующиеся на основных принципах современной механики.
Механика машин представляет собой науку, состоящую из двух
дисциплин: «теории механизмов» и «теории машин». Изучение механики машин
начинается с раздела теории механизмов, где изучаются свойства отдельных
механизмов и их видов. В теории машин рассматривается совокупность взаимно
связанных механизмов, образующих машину. Рассматриваются также вопросы
теории строения машин, автоматического управления и регулирования машин и
машинных агрегатов. В теории машин обычно также включается раздел теории
упругих колебаний в машинах. Одним из важнейших направлений курса ТММ
является изучение методов проектирования механизмов. Результаты
исследований позволяют совершенствовать механизмы и создавать рациональные
конструкции машин.
ТММ является первой дисциплиной, вводящих студентов в круг общих и
специальных дисциплин. В её задачу входит подготовка студентов к слушанию
курсов деталей машин, технологии машиностроения и курсов по расчёту и
конструированию отдельных видов машин. Вместе с курсами теоретической
механики, механики материалов и деталей машин ТММ образует цикл предметов,
обеспечивающих общеинженерную подготовку студентов.
В данной курсовой работе производится расчёт механизма вытяжного
насоса. Расчёт состоит из структурного анализа механизма с соответствующим
выделением групп Асура и составлением структурной формулы, кинематического
исследования механизма методом планов скоростей и ускорений и путём
построения кинематических диаграмм.
1.СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА.
Определяем степень подвижности механизма по формуле П.Л. Чебышева:
𝑊 = 3𝑛 − 2𝑝5 − 𝑝4 ,
где: 𝑛 – число подвижных звеньев (𝑛 = 5),
p5 – количество низших пар (𝑝5 = 7),
𝑝4 – количество высших пар (𝑝4 = 0).
𝑊 =3∙5−2∙7=1
Механизм имеет одну степень подвижности. Раскладываем весь механизм
на группы Ассура. В начале выделяем ведущее звено - кривошип (рис. 1).
Получаем механизм I-го класса. Степень его подвижности:
𝑊 = 3 ∙ 1 − 2 ∙ 1 = 1.
Рисунок 1
Отделяем от механизма оставшиеся группы, начиная с наиболее
отдаленного от ведущего звена. Берем звенья 4 и 5 (рис. 2). Выделенная группа
состоит из двух звеньев, двух вращательных и одной поступательной пары. По
общепринятой классификации данная группа относится ко II классу 2 виду 2
порядку.
Рисунок 2
Отделяем от механизма группу, состоящую из звеньев 2 и 3 (рис. 3)
по классификации эта группа относится ко 2 классу 1 виду 2 порядка.
Рисунок 3
Класс и порядок всего механизма определяется наибольшим классом
наивысшим порядком групп Ассура, входящих в механизм. В результате
устанавливаем, что данный механизм класса 2 порядка. Составляем структурную
формулу строения механизма на основании постепенного присоединения групп
Ассура на исходный механизм. В нашем случае она будет иметь вид:
Ι(0,1) ⟹ ΙΙ(2,3) ⟹ ΙΙΙ(4,5) ⟹ ΙΙ класс 2 порядок.
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА МЕТОДОМ
ПЛАНОВ.
2.1. Построение планов положений механизма.
Этот анализ производим для определения линейных скоростей и
ускорений отдельных точек механизма, а также угловых скоростей и ускорений
его звеньев.
Для построения кинематической схемы и планов положений механизма
выбираем масштаб:
𝑙𝑂𝐴
0,09
м
𝜇𝑙 =
=
= 0,002
,
𝑂𝐴гр
45
мм
где: 𝒍𝑶𝑨 - длина кривошипа,
ОАгр – длина отрезка на схеме.
В принятом масштабе изображаем схему механизма и его положения.
В начале показываем траекторию точки А (окружность). Находим начальная
(первое) положение механизма, когда звенья 1 и 2 сложены в одну линию и
конечное положение когда звенья 1 и 2 вытянуты в одну линию. Затем разбиваем
траекторию точки А на 12 равных частей. Методом засечек определяем
положения звена 3, а затем 4 и 5. Соединяем все отмеченные точки в требуемой
последовательности и получаем планы 12 положений механизма. Отмечаем
крайнее положение ползуна 5 на который действует сила Р.
2.2. Построение планов скоростей.
Находим угловую скорость кривошипа ОА по формуле:
𝜔1 =
𝜋𝑛1 3,14 ∙ 45
рад
=
= 4,71
30
30
с
При заданных размерах звеньев механизма и частоте вращения n1 находим
скорость точки А:
м
𝑉𝐴 = 𝜔1 ∙ 𝐿𝑂𝐴 = 4,71 ∙ 0,09 = 0,42 .
с
Определяем масштаб планов скоростей. Выбираем длину отрезка на плане
скоростей:
𝑝𝑎 = 84мм;
тогда масштаб равен:
𝜇𝑉 =
𝑉𝐴 0,42
м
=
= 0,005
.
𝑝𝑎
84
с ∙ мм
Всегда отрезок 𝒑𝒂 откладываем от полюсов 𝒑 перпендикулярно кривошипу
ОА. Скорость точки В находим, используя теоремы из курса теоретической
механики. Составляем систему уравнений:
𝑉𝐵 = 𝑉𝐴 + 𝑉𝐵𝐴 ,
𝑉𝐵 = 𝑉𝐶 + 𝑉𝐵𝐶 ,
где: VBA – вектор относительной скорости В в её вращательном движении
относительно точки А,
VA – вектор скорости точки А (уже известен и построен),
VB – вектор скорости точки B, который нужно построить,
VC – вектор скорости точки С (равен 0, так как С принадлежит неподвижной
опоре),
VBC - вектор относительной скорости В в её вращательном движении
относительно точки С.
Из полюса 𝒑 проводим направление скорости, VB перпендикулярно ВС, а из
точки 𝒂 направление скорости VBA перпендикулярно ВА.
На пересечении получаем точку 𝒃 измеряем отрезок 𝒑𝒃, умножаем на
масштаб и находим скорость точки VB .
Положение 1:
𝑝𝑏 = 33,16 мм
𝑉𝐵 = 𝑝𝑏 ∙ 𝜇𝑉 = 33,16 ∙ 0,005 = 0,17
м
с
Скорость точки D находим способом подобия:
𝑉𝐷 𝐷𝐶
𝑉𝐵 ∙ 𝐷𝐶 0,17 ∙ 0,37
м
=
⟹ 𝑉𝐷 =
=
= 0,24 ,
𝑉𝐵 𝐵𝐶
𝐵𝐶
0,26
с
𝑉𝐷 = 𝑝𝑑 ∙ 𝜇𝑉 ⟹ 𝑝𝑑 =
𝑉𝐷
0,24
=
= 48мм
𝜇𝑉 0,005
Скорость точки F определяем из векторных уравнений:
𝑉𝐹 = 𝑉𝐷 + 𝑉𝐹𝐷 ,
𝑉𝐹 = 𝑉𝐹𝑦 + 𝑉𝐹𝐹𝑦 .
Скорость 𝑽𝑭 направлена по вертикали. Скорость VDF перпендикулярна звену
4 (FD). Решаем уравнение графически. Из точки d на плане скоростей проводим
направление скорости VF до их пересечения, измеряем отрезок 𝒑𝒇, умножаем на
масштаб и определяем действительное значение VF .
𝑝𝑓 = 43,06мм,
м
с
Таким же образом найдем скорости точек VAB,VS2, VS3, VDF :
м
𝑉𝐴𝐵 = 𝑎𝑏 ∙ 𝜇𝑉 = 73,8 ∙ 0,005 = 0,37 ,
с
м
𝑉𝑆2 = 𝑝𝑆2 ∙ 𝜇𝑉 = 52,11 ∙ 0,005 = 0,26 ,
с
м
𝑉𝑆3 = 𝑝𝑆3 ∙ 𝜇𝑉 = 24 ∙ 0,005 = 0,12 ,
с
м
𝑉𝑑𝑓 = 𝑑𝑓 ∙ 𝜇𝑉 = 18,67 ∙ 0,005 = 0,09 .
с
𝑉𝐹 = 𝑝𝑓 ∙ 𝜇𝑉 = 43,06 ∙ 0,005 = 0,22
Подсчитанные величины скоростей для остальных положений механизма занесены
в таблицу 1.
Таблица 1
м
м
м
м
м
м
м
м
№
положения
VA,
0
0
0,21
0,42
0
0
0
0
1
0,42
0,42
0,17
0,26
0,37
0,24
0,12
0,09
0,22
2
0,42
0,32
0,36
0,21
0,46
0,23
0,16
0,44
3
0,42
0,47
0,44
0,14
0,67
0,32
0,06
0,68
4
0,42
0,48
0,39
0,45
0,68
0,34
0,09
0,66
5
0,42
0,25
0,23
0,52
0,36
0,18
0,11
0,34
6
0,42
0,086
0,24
0,37
0,12
0,06
0,04
0,11
7
0,42
0,31
0,36
0,18
0,44
0,22
0,1
0,41
8
0,42
0,42
0,42
0,02
0,59
0,3
0,05
0,58
9
0,42
0,41
0,41
0,12
0,58
0,29
0,06
0,58
10
0,42
0,31
0,35
0,26
0,44
0,22
0,11
0,43
11
0,42
0,17
0,26
0,37
0,24
0,12
0,08
0,22
12
0,42
0
0,21
0,42
0
0
0
0
с
VB,
с
VS2,
с
VAB,
с
VD,
с
VS3,
с
Vdf,
с
Vf,
с
2.3. Определение угловых скоростей звеньев
Угловые скорости звеньев определяем по формуле:
𝑉от
𝜔= ,
𝑅
где: Vот- относительная скорость звена;
R – радиус – длина звена.
рад
Угловая скорость кривошипа 1 уже найдена: 𝜔1 = 4,71 .
с
Находим угловые скорости звена 2 для всех положений механизма по
𝑉
формуле: 𝜔2 = 𝐴𝐵
𝑙𝐴𝐵
1. ω2= 0,97 рад/с
2. ω2=0,55 рад/с
3. ω2=0,37 рад/с
4. ω2=0,18 рад/с
5. ω2=1,37 рад/с
6. ω2=0,97рад/с
7. ω2=0,47 рад/с
8. ω2=0,05 рад/с
9. ω2=0,32 рад/с
10. ω2=0,68 рад/с
11. ω2=0,97 рад/с
12. ω2=1,11 рад/с
Угловая скорость звена 3 находится по формуле:
𝑉𝐵
𝜔2 =
𝑙𝐵𝐶
1.
2.
3.
4.
5.
6.
ω3 =0,65 рад/с
ω3 =1,23 рад/с
ω3 =1,81рад/с
ω3 =1,85 рад/с
ω3 =0,96 рад/с
ω3 =0,33 рад/с
7. ω3 =1,19 рад/с
8. ω3 =1,62 рад/с
9. ω3 =1,58 рад/с
10. ω3 =1,19 рад/с
11. ω3 =0,65 рад/с
12. ω3 =0 рад/с
Угловая скорость звена 4 находится по формуле: 𝜔4 =
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
ω4 =1 рад/с
ω4 =1,78 рад/с
ω4 =0,67 рад/с
ω4 =1 рад/с
ω4 =1,22 рад/с
ω4 =0,44 рад/с
ω4 =1,11 рад/с
ω4 =0,56 рад/с
𝑉𝑑𝑓
𝑙𝐷𝐹
9. ω4 =0,67 рад/с
10. ω4 =1,22 рад/с
11.ω4 =0,89 рад/с
12. ω4 = 0 рад/с
2.4. Построение планов ускорений механизма.
Планы ускорений строим для 1, 5 и 11 положений механизма.
Рассмотрим подробно построение планов для первого положения механизма.
Определим нормальное ускорение для точки «А» кривошипа по формуле:
м
𝑎𝐴𝑛 = 𝜔12 ∙ 𝑙𝑂𝐴 = 4.712 ∙ 0,09 = 1,997 2
с
Определяем масштаб плана ускорений. Выбираем длину отрезка πa,
изображающего нормальное ускорение an равным 100мм. Тогда масштаб
определим по формуле:
𝑎𝐴𝑛 1,997
м
𝜇𝑎 =
=
= 0,01997
𝜋𝑎
100
мм ∙ с2
Из выбранного полюса π откладываем отрезок πa, который направлен
параллельно ОА и получаем точку a. Составим систему векторных уравнений и
найдем ускорение точки В:
𝑛
𝜏
𝑎𝐵 = 𝑎𝐴 + 𝑎𝐵𝐴
+ 𝑎𝐵𝐴
,
𝑛
𝜏
𝑎𝐵 = 𝑎𝐶 + 𝑎𝐵𝐶
+ 𝑎𝐵𝐶
.
aC=0, так как точка С неподвижна. По формуле вычисляем нормальное
ускорение:
2
𝑉𝐵𝐴
0,372
м
𝑛
𝑎𝐵𝐴 =
=
= 0,36 2 .
𝑙𝐵𝐴
0,38
с
На плане ускорений это будет отрезок:
𝑛
𝑎𝐵𝐴
0,36
𝑎𝑛 =
=
= 18,03 мм.
𝜇𝑎
0,01997
𝑛
𝑎𝐵𝐶
𝑉𝐵2 0,172
м
=
=
= 0,11 2 .
𝑙𝐵𝐶
0,26
с
На плане это отрезок:
𝑛
𝑎𝐵𝐶
0,11
𝜋𝑛′ =
=
= 5,6 мм
𝜇𝑎
0,01997
Систему уравнений решаем графически. Из точки a откладываем отрезок
an, который параллелен ВА, затем из точки n
проводим направление
t
касательного ускорения a BА перпендикулярно ВА. Потом из точки π откладываем
отрезок 𝛑𝐧′ , затем из точки n откладываем направление касательного ускорения
atBС перпендикулярно ВС до пересечения его с направлением atBА, получаем точку
b. Соединяем ее с полюсом, измеряем отрезок аb, умножаем на масштаб и
находим действительное ускорение точки В. Измеряем и вычисляем:
𝜋𝑏 = 87.48 мм;
𝑎𝐵 = 𝜋𝑏 ∙ 𝜇𝑎 = 87,48 ∙ 0,01997 = 1,75 м/с2 ;
𝑏𝑛′ = 87,32 мм;
𝜏
𝑎𝐵𝐶
= 𝑏𝑛′ ∙ 𝜇𝑎 = 87,32 ∙ 0,01997 = 1,74 м/с2 ;
𝑎𝑏 = 57,63 мм;
𝑎𝐵𝐴 = 𝑎𝑏 ∙ 𝜇𝑎 = 57,63 ∙ 0,01997 = 1,15 м/с2 ;
𝑛𝑏 = 57,19 мм;
𝜏
𝑎𝐵𝐴
= 𝑛𝑏 ∙ 𝜇𝑎 = 57,19 ∙ 0,01997 = 1,14 м/с2 .
Ускорение точки D найдем из соотношения:
𝑎𝐷 =
𝑎𝐵 ∙ 𝐷𝐶 1,75 ∙ 0,37
=
= 2,5 м/с2 ;
𝐵𝐶
0,26
𝜋𝑑 =
𝑎𝐷
2,5
=
= 125,2 мм
𝜇𝑎 0,01997
Строим вектор ускорения 𝝅𝒅 параллельно 𝝅𝒃. Получаем точку d.
Ускорение точки F находим из векторного уравнения:
𝑛
𝜏
𝑎𝐹 = 𝑎𝐷 + 𝑎𝐹𝐷
+ 𝑎𝐹𝐷
.
Вычисляем нормальное ускорение:
𝑛
𝑎𝐹𝐷
На плане это отрезок:
2
𝑉𝐹𝐷
0,092
=
=
= 0,09 м/с2 .
𝑙𝐹𝐷
0,09
𝑛
𝑎𝐹𝐷
0,09
𝑑𝑛 =
=
= 4,5 мм.
𝜇𝑎
0,01997
′′
Из точки d проводим отрезок 𝐝𝐧′′ параллельно FD, а затем из точки
𝐧′′ проводим направление касательной ускорения atFD перпендикулярно FD до
пересечения его с направлением aF по вертикали. Получаем точку f. Измеряем
отрезок πf, умножаем его на масштаб и получаем действительное значение
ускорения точки F. Измеряем и вычисляем:
𝜋𝑓 = 122,31 мм;
𝑎𝐹 = 𝜋𝑓 ∙ 𝜇𝑎 = 122,31 ∙ 0,01997 = 2,4м/с2 ;
𝑓𝑛′′ = 36,88 мм;
𝒂𝝉𝑫𝑭 = 𝑓𝑛′′ ∙ 𝜇𝑎 = 36,88 ∙ 0,01997 = 0,74м/с2 ;
𝑑𝑓 = 37,13 мм;
𝑎𝐷𝐹 = 𝑑𝑓 ∙ 𝜇𝑎 = 37,13 ∙ 0,01997 = 0,74 м/с2 .
Ускорение 𝒂𝑺𝟐 и 𝒂𝑺𝟑 находим так:
𝜋𝑆2 = 89,28 мм;
𝑎𝑆2 = 𝜋𝑆2 ∙ 𝜇𝑎 = 89,28 ∙ 0,01997 = 1,78 м/с2 ;
𝜋𝑆3 = 62,59 мм;
𝑎𝑆3 = 𝜋𝑆3 ∙ 𝜇𝑎 = 62,59 ∙ 0,01997 = 1,25 м/с2 .
Подсчитанные величины ускорений для 1, 5 и 11 положений механизма
сведем в таблицу 2.
Таблица 2
№
положения
aB,
м
с𝟐
aD,
м
с𝟐
aF,
м
с𝟐
aBA,
м
с𝟐
aDF,
м
с𝟐
𝒂𝝉𝑩𝑨 ,
м
с𝟐
𝒂𝝉𝑩𝑪 ,
м
с𝟐
𝒂𝝉𝑫𝑭 ,
м
с𝟐
aS2,
м
с𝟐
aS3,
м
с𝟐
1
1,75
2,5
2,4
1,15
0,74
1,14
1,74
0,74
1,78
1,25
5
2,9
4,13
3,87
0,94
0.87
0,62
2,9
0,86
2,46
2,06
11
1,48
2,11
2,05
0,89
0,6
0,82
1,47
0,6
1,7
1,05
2.5. Определение угловых скоростей звеньев:
Угловые скорости звеньев определяются по формуле:
𝑎𝜏
𝜀=
𝑅
t
где a –касательное ускорение, а R –радиус вращения.
Угловое ускорение звена ε1=0, так как 𝝎𝟏 = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡.
Вычисляем угловые ускорения звеньев 2; 3 и 4 в 1; 5 и 11 положениях
механизма:
1-е положение:
𝜀𝐵𝐴
𝜏
𝑎𝐵𝐴
1,14
рад
=
=
=3
;
𝑙𝐵𝐴 0,38
с
𝜀𝐵С
𝜏
𝑎𝐵С
1,74
рад
=
=
= 6,7
;
𝑙𝐵С 0,26
с
𝜀𝐹𝐷
𝜏
𝑎𝐹𝐷
0,74
рад
=
=
= 8,2
.
𝑙𝐹𝐷 0,09
с
5-е положение:
𝜀𝐵𝐴
𝜏
𝑎𝐵𝐴
0,62
рад
=
=
= 1,63
;
𝑙𝐵𝐴 0,38
с
𝜀𝐵С
𝜏
𝑎𝐵С
2,9
рад
=
=
= 11,2
;
𝑙𝐵С 0,26
с
𝜀𝐹𝐷
𝜏
𝑎𝐹𝐷
0,86
рад
=
=
= 9,6
.
𝑙𝐹𝐷 0,09
с
𝜀𝐵𝐴
𝜏
𝑎𝐵𝐴
0,82
рад
=
=
= 2.2
;
𝑙𝐵𝐴 0,38
с
𝜀𝐵С
𝜏
𝑎𝐵С
1,47
рад
=
=
= 5,7
;
𝑙𝐵С 0,26
с
𝜀𝐹𝐷
𝜏
𝑎𝐹𝐷
0,6
рад
=
=
= 6,7
.
𝑙𝐹𝐷 0,09
с
11-е положение:
Направление углового ускорения каждого звена определяется
направлением касательного ускорения, указанного на плане ускорений.
3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА МЕТОДАМ
ДИАГРАММ.
Строим диаграмму перемещений ведомого звена.
Для этого проводим оси координат.
На оси абсцисс откладываем время одного оборота кривошипа 1.
Определяем масштаб времени:
𝑇
60
60
с
𝜇𝑡 = =
=
= 0,008
.
𝑙 𝑛1 ∙ 𝑙 45 ∙ 168
мм
Ось абсцисс разбиваем на 12 равных частей и в каждой точке
(параллельно оси ординат) откладываем перемещение точки F, которые измеряем
на планах положений механизма.
Измеряем длины отрезков от нулевой точки, умножает на масштаб и
получим перемещения точки F, в метрах:
1. 𝐹0 𝐹1 = 5,93 ∙ 0,002 = 0,012 м;
2. 𝐹0 𝐹2 = 25,1 ∙ 0,002 = 0,05 м ;
3. 𝐹0 𝐹3 = 57,9 ∙ 0,002 = 0,12 м ;
4. 𝐹0 𝐹4 = 96,9 ∙ 0,002 = 0,19 м;
5. 𝐹0 𝐹5 = 125,9 ∙ 0,002 = 0,25 м;
6. 𝐹0 𝐹6 = 131,9 ∙ 0,002 = 0,26 м;
7. 𝐹0 𝐹7 = 115,9 ∙ 0,002 = 0,23 м;
8. 𝐹0 𝐹8 = 87,1 ∙ 0,002 = 0,17 м;
9. 𝐹0 𝐹9 = 53,9 ∙ 0,002 = 0,11 м;
10. 𝐹0 𝐹10 = 24,4 ∙ 0,002 = 0,05 м;
11. 𝐹0 𝐹11 = 5,98 ∙ 0,002 = 0,012 м;
12. 𝐹0 𝐹12 = 0 м.
Вычисляем масштаб по оси ординат графика перемещений:
𝑆𝑚𝑎𝑥
𝜇𝑆 =
,
ℎ
где Smax – максимальный ход ползуна;
h- длина отрезка на оси ординат.
𝑆𝑚𝑎𝑥 = 0,26м;
ℎ = 131,9мм;
𝜇𝑆 =
0,26
м
= 0,002
.
131,9
мм
Все полученные точки соединим кривой линией и получаем график
переменной звена 5: SF = f(t)
Диаграмму (график)скоростей VF = f(t) получим, если графически
продифференцируем график перемещений методом хорд.
Проводим опять координаты, разбиваем ось абсцисс на 12 равных частей.
Слева от оси ординат выбираем полюс PV на расстоянии Hv = 20 мм; на диаграмме
SF = f(t) проводим хорды, а из полюса PV –лучи, параллельные хордам. На
пересечениях горизонтальных прямых и вертикалей, проходящих через середины
хорд, получаем точки графика VF =f(t).
Соединяем их плавной кривой линией.
Определяем масштаб графика VF =f(t):
𝜇𝑉 =
𝜇𝑆
0,002
м
=
= 0,0125
𝜇𝑡 ∙ 𝐻𝑉 0,008 ∙ 20
с ∙ мм
Диаграмму ускорений aF =f(t) получаем дифференцированием диаграммы
VF =f(t) тем же методом секущих хорд, масштаб диаграммы ускорений:
𝜇𝑎 =
𝜇𝑉
0,0125
м
=
= 0,0781 2
,
𝜇𝑡 ∙ 𝐻𝑎 0,008 ∙ 20
с ∙ мм
где Ha = 20 мм- полюсное расстояние на диаграмме aF = f(t).
Все перечисленные три диаграммы построены справа на листе формата
А1
ЛИТЕРАТУРА
1. Артоболевский, И. И. Теория механизмов и машин / И. И.
Артоболевский. – М. : Наука, 1988. -640с.
2. Голозубов, А. А. Методические указания к выполнению курсовой
рабаты по теории мехонизмов и машин / А. Л. Голозубов, В. А. Постников. –
Мозырь: УО МГПУ, 2003 – 28с.
3. Курсовое проектирование по теории мехонизмов и машин / под ред. А.
С. Кореняко. – Киев: Высш. шк., 1970, - 332с.
Курсовое проектирование по теории мехонизмов и машин /под ред. Г. Н.
Девойно. – Минск: Выш. шк., 1986. – 286с.