Kurs z teorii mechanizmów i maszyn

Podstawowe pojęcia teorii mechanizmów i maszyn

Wstęp

Kurs teorii mechanizmów i maszyn stanowi etap przejściowy w łańcuchu kształcenia mechanicznego inżyniera – opiera się na podstawowej wiedzy zdobytej przez studenta podczas studiów matematycznych, fizycznych, mechaniki teoretycznej i stanowi podstawę do studiowania późniejszych zajęć praktycznych (specjalne) dyscypliny cyklu mechanicznego (przede wszystkim w ramach kursu „Szczegóły”) maszyny i zasady projektowania”).

Celem studiowania dyscypliny „Teoria Mechanizmów i Maszyn” jest wykształcenie niezbędnej bazy wiedzy wstępnej w zakresie ogólnych metod analizy i syntezy układów mechanicznych stanowiących podstawę urządzeń technologicznych wykorzystywanych w przyszłej aktywności zawodowej absolwentów wyższych uczelni. instytucje edukacyjne o charakterze technicznym.

Samochód

Maszyna to urządzenie wykonujące ruchy mechaniczne w celu przekształcenia energii, materiałów i informacji w celu zastąpienia lub ułatwienia ludzkiej pracy fizycznej i umysłowej.

Maszyny ze względu na pełnione funkcje można podzielić na następujące klasy:

Maszyny energetyczne (maszyny silnikowe, maszyny generatorowe).

Maszyny robocze (transportowe i technologiczne).

Maszyny informacyjne (do odbierania i przetwarzania informacji).

Maszyny cybernetyczne (zastępujące lub naśladujące różne procesy mechaniczne, fizjologiczne lub biologiczne właściwe człowiekowi i przyrodzie żywej oraz posiadające elementy sztucznej inteligencji - roboty, automaty).

Rozbudowane urządzenie maszynowe, składające się z silnika, mechanizmów przekładniowych i maszyny roboczej (a w niektórych przypadkach urządzeń sterujących i liczących) nazywa się zespołem maszynowym.

Podstawowe pojęcia elementów maszyn

Część to integralna część urządzenia mechanicznego, wykonana bez użycia operacji montażowych (na przykład: śruba, nakrętka, wał, łoże maszyny wytworzone przez odlewanie itp.).

Ogniwo to część lub grupa części, która z kinematycznego punktu widzenia stanowi pojedynczą całość (tj. grupę części sztywno połączonych ze sobą i poruszających się jak pojedyncza bryła).

Schemat kinematyczny to umowne przedstawienie ogniw i całego mechanizmu, wykonane ściśle według skali.

Podczas sporządzania schematu kinematycznego identyfikuje się główne elementy ogniwa, za pomocą których jest ono połączone z innymi ogniwami mechanizmu (otwory, prowadnice itp.). Elementy te są przedstawiane konwencjonalnie (na przykład otwory - w postaci okręgów o dowolnym promieniu) i są połączone sztywnymi prętami.

W teorii mechanizmów i maszyn skalę rozumie się jako „cenę” jednego milimetra. Takie rozumienie skali (czasami nazywanej współczynnikiem skali) jest bardzo wygodne przy analizie działania mechanizmu, ponieważ jest uniwersalny i pozwala na przedstawienie dowolnej wielkości fizycznej w postaci odcinka, co jest bardzo istotne przy stosowaniu graficznych i graficzno-analitycznych metod badawczych.

Podobnie możesz przedstawić dowolne wielkości (przemieszczenie ogniw, prędkość, przyspieszenie, czas, siłę itp.) w postaci segmentów na planach, diagramach, różnych wykresach itp.

W zależności od charakteru ruchu linki mogą mieć własne nazwy, na przykład:

Korba - ogniwo wykonujące ruch obrotowy wokół ustalonej osi i wykonujące pełny obrót;

Wahacz - łącznik wykonujący ruch posuwisto-zwrotny;

Suwak – link przesuwający się do przodu;

Korbowód to ogniwo wykonujące złożony ruch płasko-równoległy;

Rocker - wahacz (lub czasami korba), po którym porusza się suwak;

Stojak to ogniwo rozumiane jako stałe (z definicji ogniwa w mechanizmie może występować tylko jeden stojak - wszystkie części stałe są koniecznie przymocowane do określonej ramy, korpusu, skrzyni korbowej, podstawy i reprezentują jedną sztywną konstrukcję, tj. jedno łącze).

Na schemacie kinematycznym zębatka jest zwykle przedstawiana w postaci oddzielnych fragmentów w miejscach, w których przymocowane są do niej inne ogniwa mechanizmu, co znacznie upraszcza ten schemat.

Para kinematyczna to ruchome połączenie dwóch ogniw.

Pary kinematyczne są klasyfikowane według różnych kryteriów:

1) przez liczbę połączeń wymuszającą ruch względny ogniw połączonych w parę kinematyczną. Na podstawie tej cechy pary kinematyczne dzielą się na klasy. Akceptowane są następujące oznaczenia:

W – liczba stopni swobody

S to liczba połączeń narzucona na względny ruch ogniw.

Swobodne ogniwo w przestrzeni ma sześć stopni swobody. Kiedy łącza są połączone, niektóre z tych stopni swobody są odbierane („wiązania nakładają się”). Zależność pomiędzy liczbą nałożonych na siebie połączeń a pozostałą liczbą stopni swobody we względnym ruchu ogniw jest oczywista:

W=6–S lub S=6–W,

Zatem istnieje pięć klas par kinematycznych (jeśli odejmiemy wszystkie sześć stopni swobody, otrzymamy połączenie stałe).

Przykłady par kinematycznych:

Kula względem płaszczyzny, nie odrywając się od niej, może wykonywać ruchy obrotowe wokół wszystkich trzech osi współrzędnych, a także poruszać się po osiach „X” i „Y”. Podczas ruchu wzdłuż osi „Z” kula oderwie się od płaszczyzny, tj. powstaną dwa wolne ogniwa – para kinematyczna przestanie istnieć. Zatem na względny ruch ogniw nakłada się jedno połączenie - jest to para kinematyczna klasy I.

Cylinder jest względem płaszczyzny; bez zerwania charakteru styku nie można przesuwać cylindra w osi „Z” i obracać wokół osi „Y”, czyli tj. liczba wiązań wynosi dwa – para klasy II.

Płaszczyzna względem innej płaszczyzny bez zakłócania charakteru styku może poruszać się translacyjnie wzdłuż osi „X” i „Y”, a także obracać się wokół osi „Z”. Ruch translacyjny wzdłuż osi „Z” oraz ruchy obrotowe wokół osi „X” i „Y” są niemożliwe. Liczba połączeń wynosi zatem trzy – para kinematyczna klasy III.

W=5 W=4 W=3

S = 1 => I klasa. S = 2 => II klasa. S = 3 => III klasa.

Przykłady par kinematycznych

Na przykład śruba i nakrętka tworzą parę kinematyczną piątej klasy. W tym przypadku występują dwa ruchy nakrętki za pomocą nieruchomej śruby - ruch obrotowy wokół osi śruby i ruch translacyjny wzdłuż tej osi, ale nie można przesuwać nakrętki wzdłuż osi bez jej obracania lub obracać nakrętką aby nie przesuwał się wzdłuż osi. Te dwa ruchy tworzą jeden złożony ruch (w tym przypadku śrubowy). Wyznacza jeden stopień swobody we względnym ruchu tych ogniw, tj. liczba połączeń wynosi pięć;

2) ze względu na charakter styku ogniw połączonych w parę kinematyczną. Na tej podstawie pary kinematyczne dzieli się na wyższe i niższe. Wyższe pary mają punktowy lub liniowy kontakt ogniw tworzących tę parę kinematyczną. W parze dolnej ogniwa stykają się ze sobą na jakiejś powierzchni (w konkretnym przypadku na płaszczyźnie).

Niższe pary kinematyczne mają większą nośność, ponieważ mają dużą powierzchnię styku (w najwyższej parze powierzchnia styku teoretycznie wynosi zero, ale w rzeczywistości uzyskuje się ją w wyniku odkształcenia elementów pary kinematycznej - „pola styku”), ale w parach niższych podczas Podczas pracy jedna powierzchnia ślizga się względem drugiej, natomiast w parach wyższych może dochodzić zarówno do poślizgu, jak i toczenia.

Z reguły opór ślizgania jest większy niż opór toczenia jednej powierzchni względem drugiej, tj. straty tarcia w wyższej parze (w przypadku zastosowania tylko łożysk tocznych) są mniejsze w porównaniu do pary dolnej (dlatego w celu zwiększenia wydajności zamiast łożysk ślizgowych montuje się zwykle łożyska toczne).

Pary kinematyczne: kula i płaszczyzna, walec i płaszczyzna są najwyższe, a para płaszczyzna i płaszczyzna są najniższe.

3) wzdłuż trajektorii ruchu punktów należących do ogniw tworzących parę kinematyczną. Na podstawie tej cechy rozróżnia się pary kinematyczne przestrzenne i płaskie.

W płaskiej parze kinematycznej wszystkie punkty poruszają się w tych samych lub równoległych płaszczyznach, a trajektorie ich ruchu są krzywymi płaskimi. W parach przestrzennych punkty poruszają się w różnych płaszczyznach i mają trajektorie w postaci krzywych przestrzennych.

Znaczna część stosowanych w praktyce mechanizmów to mechanizmy płaskie, dlatego konieczne jest bardziej szczegółowe rozważenie płaskich par kinematycznych.

Swobodne ogniwo umieszczone w płaszczyźnie posiada trzy stopnie swobody (ruchy translacyjne wzdłuż osi współrzędnych i ruchy obrotowe wokół osi prostopadłej do danej płaszczyzny). Zatem umieszczenie łącza w płaszczyźnie odbiera mu trzy stopnie swobody (narzuca trzy połączenia). Natomiast połączenie danego ogniwa z innym w parę kinematyczną narzuca dodatkowe połączenia na ruch względny (minimalna liczba - 1). W rezultacie na płaszczyźnie mogą istnieć tylko pary kinematyczne, które mają dwa lub jeden stopień swobody w ruchu względnym.

Według klasyfikacji generalnej są to pary czwartej i piątej klasy. Najprostsze pary piątej klasy zapewniają tylko jeden ruch - obrotowy lub translacyjny (obrotowa para kinematyczna w technologii nazywana jest zawiasą, para translacyjna, analogicznie do poruszającego się translacyjnie ogniwa, czasami nazywana jest także suwakiem).

Dwa stopnie swobody ruchu względnego w płaszczyźnie zapewniają zwykle dwa stykające się profile (na schemacie kinematycznym kontakt następuje w punkcie, w rzeczywistym mechanizmie jest to prawdopodobnie linia rzutowana na punkt). Zatem płaskie pary kinematyczne piątej klasy (zawiasy i suwaki) są jednocześnie parami niższymi, a pary kinematyczne czwartej klasy są parami wyższymi.

Przykłady par kinematycznych:

4) ze względu na charakter zamknięcia ogniw połączonych w parę kinematyczną. Istnieją dwa rodzaje par kinematycznych, które różnią się między sobą pod tym względem. Pary kinematyczne z zamknięciem geometrycznym i pary kinematyczne z zamknięciem siłowym.

W parach z zamknięciem kształtowym konfiguracja ogniw uniemożliwia ich rozdzielenie podczas pracy. Np. połączenie korbowodu z wałem korbowym za pomocą pokrywy korbowodu lub dowolnych innych zawiasów (drzwi z ościeżnicą, okno z ościeżnicą itp.).

W parach z zamknięciem siłowym kontakt ogniw podczas pracy zapewnia stale działająca siła. Ciężar działa jak siła zamykająca. Jeśli ciężar nie jest wystarczający, do wytworzenia siły docisku zwykle stosuje się różne elementy elastyczne (najczęściej sprężyny).

Łańcuch kinematyczny to połączenie ogniw połączonych w pary kinematyczne.

Istnieje pewna klasyfikacja łańcuchów kinematycznych - łańcuchy mogą być proste i złożone, zamknięte (zamknięte) i otwarte (otwarte), przestrzenne i płaskie.

Mechanizm to łańcuch kinematyczny posiadający stojak (tj. ogniwo traktowane jako stałe), w którym ruch jednego lub większej liczby ogniw całkowicie determinuje charakter ruchu pozostałych ogniw tego łańcucha.

Łącza, dla których określone są prawa ruchu, nazywane są łączami wejściowymi.

Połączenia, których prawa należy ustalić, nazywane są wyjściami. Liczba ogniw wejściowych jest określona przez liczbę stopni swobody łańcucha kinematycznego leżącego u podstaw tego mechanizmu.

Pojęcia wejścia i wyjścia (wejście i wyjście) są charakterystyką kinematyczną. Nie należy tego mylić z pojęciami łącza wiodącego i łącza napędzanego. Ogniwo wiodące to łącze, do którego dostarczana jest energia; łącze napędzane - łącze, z którego usuwana jest moc (w celu wykonania użytecznej pracy).

Zatem koncepcje łącza wiodącego i napędzanego są charakterystyką mocy (energii). Jednak w zdecydowanej większości przypadków łącze wejściowe jest jednocześnie łączem wiodącym, a łącze wyjściowe jest łączem sterowanym.

Główne typy mechanizmów

Ze względu na cel funkcjonalny mechanizmy dzieli się zwykle na następujące typy:

Mechanizmy silników i przetwornic (zamieniają różne rodzaje energii na pracę mechaniczną i odwrotnie);

Mechanizmy transmisyjne (przekazują ruch z silnika na maszynę technologiczną lub siłownik, przetwarzając ten ruch na ruch niezbędny do pracy danej maszyny technologicznej lub siłownika);

Siłowniki (zmiany kształtu, stanu, położenia i właściwości przetwarzanego środowiska lub przedmiotu);

Mechanizmy kontroli, monitorowania i regulacji (w celu zapewnienia i kontroli wielkości przetwarzanych obiektów);

Mechanizmy do podawania, transportu, podawania i sortowania przetworzonych mediów i przedmiotów (mechanizmy ślimaków, podnośników zgarniakowych i kubełkowych do transportu i podawania materiałów sypkich, mechanizmy załadunku lejów na detale jednostkowe, mechanizmy sortowania wyrobów gotowych według wielkości, masy, konfiguracji, itp.);

Mechanizmy automatycznego liczenia, ważenia i pakowania wyrobów gotowych (wykorzystywane w wielu maszynach, produkujących głównie produkty masowe).

Zgodnie z ogólnymi metodami syntezy i analizy pracy wyróżnia się następujące typy mechanizmów:

Mechanizmy z parami dolnymi (mechanizmy dźwigniowe)

Mechanizmy krzywkowe

Mechanizmy zębate

Mechanizmy tarcia

Mechanizmy z elastycznymi ogniwami

Mechanizmy z odkształcalnymi ogniwami (przenoszenie fal)

Mechanizmy hydrauliczne i pneumatyczne.

Problemy z kinematyką

Analiza kinematyczna to badanie ruchu ogniw mechanizmu bez uwzględnienia sił powodujących ten ruch. W analizie kinematycznej rozwiązuje się następujące problemy:

Wyznaczanie położenia ogniw, jakie zajmują podczas pracy mechanizmu, a także konstruowanie trajektorii ruchu poszczególnych punktów mechanizmu;

Wyznaczanie prędkości punktów charakterystycznych mechanizmu i wyznaczanie prędkości kątowych jego ogniw;

Wyznaczanie przyspieszeń poszczególnych punktów mechanizmu i przyspieszeń kątowych jego ogniw.

Przy rozwiązywaniu problemów analizy kinematycznej wykorzystuje się wszystkie istniejące metody - graficzną, graficzno-analityczną (metoda planów prędkości i przyspieszeń) oraz analityczną. W analizie kinematycznej za ogniwo początkowe przyjmuje się ogniwo wejściowe (ogniwo, którego prawo ruchu jest określone), tj. łącze wejściowe ze stojakiem stanowi mechanizm początkowy – od niego zaczyna się rozwiązanie problemu.

Dynamika mechanizmów i maszyn

Problemy z dynamiką

W tej części badany jest ruch ogniw mechanizmu z uwzględnieniem działających na nie sił. W tym przypadku rozważa się następujące główne problemy dynamiki:

1) badanie sił działających na ogniwa mechanizmu i wyznaczanie nieznanych sił dla danego prawa ruchu na wejściu;

2) problem bilansu energetycznego maszyny;

3) ustalenie prawdziwego prawa ruchu pod wpływem danych sił;

4) regulacja prędkości maszyny;

5) równoważenie sił bezwładności;

6) dynamika napędów.

Obliczanie mocy mechanizmów

Obliczanie siły mechanizmów wiąże się z rozwiązaniem pierwszego problemu dynamiki. Jak widać z treści podanych powyżej problemów dynamiki, zadanie pierwsze składa się z dwóch części: badanie sił działających na ogniwa mechanizmu; wyznaczenie nieznanych sił dla danej zasady ruchu na wejściu (ta druga część to zadanie obliczenia siły).

W celu lepszego zrozumienia terminologii i usystematyzowania materiału wskazane jest powtórzenie informacji o siłach znanych z fizyki i mechaniki teoretycznej, a także wprowadzenie kilku nowych (stosowanych w teorii mechanizmów i maszyn) pojęć. Z punktu widzenia rozwiązywania problemów dynamiki sił (w tym przypadku siła rozumiana jest jako uogólnione pojęcie współczynnika siły - rzeczywistej siły lub momentu) można sklasyfikować w następujący sposób:

a) na współdziałaniu ogniwa mechanizmu z innymi obiektami. Na tej podstawie siły dzieli się na zewnętrzne i wewnętrzne:

Siły zewnętrzne to siły oddziaływania ogniwa mechanizmu z pewnymi ciałami lub polami, które nie są częścią mechanizmu;

Siły wewnętrzne to siły oddziaływania pomiędzy ogniwami mechanizmu (reakcje w parach kinematycznych);

Siła napędowa to siła, która pomaga ogniwu poruszać się i rozwijać pozytywną moc;

b) przez moc rozwiniętą przez tę siłę. Na podstawie tej cechy siły dzieli się na siły napędowe i siły oporu (rysunek 16):

Siła oporu zapobiega ruchowi ogniwa i wytwarza ujemną moc.

Z kolei siły oporu można podzielić na siły oporu użytecznego i siły oporu szkodliwego:

Siły użytecznego oporu to siły, które należy pokonać i które mechanizm został stworzony. Pokonując siły oporu użytecznego, mechanizm wykonuje użyteczną pracę (na przykład pokonując opór cięcia na maszynie, osiąga niezbędną zmianę kształtu części lub pokonując opór powietrza w sprężarce, ściska ją do wymagane ciśnienie itp.);

Siły szkodliwego oporu to siły, które muszą przezwyciężyć energię, która zostanie wykorzystana, a moc ta zostanie utracona bezpowrotnie. Zazwyczaj szkodliwymi siłami oporu są siły tarcia, opory hydrauliczne i aerodynamiczne. Praca potrzebna do pokonania tych sił jest zamieniana na ciepło i rozpraszana w przestrzeni, więc sprawność dowolnego mechanizmu jest zawsze mniejsza niż jeden;

c) siły ciężaru to siły oddziaływania pomiędzy ogniwami mechanizmu a polem grawitacyjnym Ziemi;

d) siły tarcia - siły, które przeciwstawiają się względnemu ruchowi stykających się powierzchni;

e) siły bezwładności - siły powstające podczas nierównomiernego ruchu ogniwa i przeciwdziałające jego przyspieszeniu (opóźnieniu). Na ciało działa siła bezwładności, która powoduje przyspieszenie (zwolnienie) danego ogniwa. W ogólnym przypadku przy nierównym ruchu powstaje siła bezwładności i moment siły bezwładności:

Fin=-m. jako , Min=-Is. mi,

Płetwa jest głównym wektorem sił bezwładności przyłożonych w środku masy ogniwa;

Min – główny moment sił bezwładności;

m – masa ogniwa;

Is – moment bezwładności ogniwa względem środka masy;

as – przyspieszenie środka masy ogniwa;

e jest przyspieszeniem kątowym łącza.

Znak minus we wzorach oznacza, że ​​siła bezwładności jest skierowana przeciwnie do przyspieszenia środka masy ogniwa, a moment sił bezwładności jest skierowany przeciwnie do przyspieszenia kątowego ogniwa. Znak siły lub momentu jest brany pod uwagę tylko przy ustalaniu prawdziwego kierunku siły lub momentu na schemacie projektowym, a w obliczeniach analitycznych stosuje się ich wartości bezwzględne.

Podczas analizy sił mechanizmów mogą wystąpić różne przypadki, gdy jeden lub oba współczynniki bezwładności siły mogą mieć wartość zerową. Na rysunku 17 powyżej przedstawiono niektóre przypadki występowania sił i momentów sił bezwładności podczas ruchu ogniw mechanizmu.

Samo obliczenie siły sprowadza się do określenia nieznanych sił działających na ogniwa mechanizmu. Jak wiadomo z mechaniki teoretycznej, do wyznaczania nieznanych sił służą równania statyczne.

Mechanizm jest układem nierównowagowym, ponieważ większość jego ogniw porusza się nierównomiernie, a punkty należące do tych ogniw poruszają się po złożonych trajektoriach krzywoliniowych (pamiętajcie: stan równowagi to stan spoczynku lub prostoliniowy ruch jednostajny).

Dlatego do rozwiązania problemu stosuje się metodę kinetostatyczną. Metoda kinetostatyczna opiera się na zasadzie d'Alemberta: jeśli do wszystkich sił zewnętrznych działających na ogniwa mechanizmu dodamy siły bezwładności i momenty sił bezwładności, to mechanizm ten znajdzie się w stanie równowagi statycznej. Oznacza to, że jest to sztuczna technika, która doprowadza układ nierównowagowy do stanu równowagi.

Sztuczność tej techniki polega na tym, że siły bezwładności przykładane są nie do ciał, które powodują, że ogniwa poruszają się szybciej (wolniej), ale do samych ogniw.

Dzięki zastosowaniu tej techniki możliwe będzie w przyszłości prowadzenie obliczeń sił z wykorzystaniem równań statycznych. Aby jednak rozwiązać problem za pomocą jedynie równań równowagi, układ musi być statycznie wyznaczalny.

Warunek statycznej definiowalności płaskiego łańcucha kinematycznego:

Dla każdego ogniwa położonego na płaszczyźnie można zestawić trzy niezależne równania statyczne. Jeżeli w łańcuchu kinematycznym znajduje się „n” ruchomych ogniw, to w sumie można dla tego łańcucha zapisać 3n niezależnych równań statycznych (równowagi). Równania te służą do wyznaczania reakcji w parach kinematycznych i nieznanych sił zewnętrznych.

W samolocie znajdują się tylko pary kinematyczne piątej i czwartej klasy. Pary piątej klasy reprezentowane są przez parę kinematyczną obrotową (zawias) i parę translacyjną (połączenie suwaka z prowadnicą). W zawiasie siła pomiędzy ogniwami może być przenoszona w dowolnym kierunku, dlatego nieznana jest wielkość i kierunek (dwie składowe) reakcji na zawiasie, tj. Aby wyznaczyć reakcję całkowitą w parze obrotowej, należy zastosować dwa równania statyczne.

W pierwszym przybliżeniu obliczenia przeprowadza się bez uwzględnienia sił tarcia. W tym przypadku nic nie stoi na przeszkodzie, aby suwak przesuwał się po prowadnicy. Suwak nie może przesuwać się po prowadnicy i obracać, zatem w parze translacyjnej reakcja skierowana jest prostopadle do prowadnicy i powstaje moment reaktywny, który uniemożliwia obrót suwaka.

W obliczeniach siły zwykle nie wyznacza się momentu biernego, ale ustala się warunkowy punkt przyłożenia reakcji (iloczyn reakcji i odległość do jej warunkowego punktu przyłożenia to moment bierny). Aby określić reakcję w parze translacyjnej, konieczne jest również zastosowanie dwóch równań statycznych (w celu określenia dwóch składników - wielkości i punktu przyłożenia). Zatem, aby określić całkowitą reakcję w parze kinematycznej piątej klasy, konieczne jest spędzenie dwóch równań statycznych.

Pary czwartej klasy (pary najwyższe) na płaszczyźnie reprezentują profile stykające się ze sobą. W najwyższej parze siła pomiędzy ogniwami przenoszona jest wzdłuż wspólnej normalnej na stykające się profile (bez uwzględnienia sił tarcia). Dlatego w najwyższej parze czwartej klasy reakcja jest nieznana jedynie pod względem wielkości (punkt przyłożenia reakcji w miejscu styku profili, kierunek wzdłuż wspólnej normalnej do tych profili).

Zatem, aby określić reakcję w parze czwartej klasy, konieczne jest zastosowanie jednego równania statycznego (w celu określenia jednego składnika - wielkości reakcji).

Jeżeli w łańcuchu kinematycznym liczba par piątej klasy jest równa P5, wówczas należy zastosować równania statyczne 2P5, aby określić reakcje we wszystkich tych parach. Aby wyznaczyć reakcje we wszystkich parach czwartej klasy, stosuje się liczbę równań równą liczbie tych par P4.

Zatem z 3n niezależnych równań statycznych, równania 2P5 służą do wyznaczania reakcji w parach piątej klasy, a równania P4 służą do wyznaczania reakcji w parach czwartej klasy. Pozostałe równania służą do wyznaczenia nieznanych sił zewnętrznych działających na ogniwa mechanizmu.

Niech X będzie zatem liczbą równań pozostałych do określenia nieznanych sił zewnętrznych

X=3n–2Р5–Р4,

ale wzór ten pokrywa się ze wzorem Czebyszewa na określenie liczby stopni swobody płaskiego łańcucha kinematycznego. W rezultacie warunek statycznej definiowalności łańcucha kinematycznego można sformułować następująco: łańcuch kinematyczny jest statycznie wyznaczalny w przypadku, gdy liczba nieznanych sił zewnętrznych działających na jego ogniwa nie przekracza liczby stopni swobody łańcucha ten łańcuch.

Ponieważ dla grup Assur opracowano metody rozwiązywania, konieczne jest sformułowanie warunku statycznej definiowalności grupy Assur. Grupa Assur jest łańcuchem kinematycznym, który ma swój stopień swobody równy zero. Dlatego grupa Assur jest statycznie zdeterminowana, jeśli na jej ogniwa nie działają nieznane siły zewnętrzne. Równania z grupy Assur wystarczą jedynie do określenia reakcji w parach kinematycznych. Ta okoliczność określa kolejność obliczania mocy mechanizmu:

Dzielą mechanizm na grupy Assur, przyjmując jako ogniwo początkowe to ogniwo, na które działa nieznana siła zewnętrzna;

Rozwiązanie zaczyna się od ostatniej dołączonej grupy i kończy się na początkowym łączu.

Przy takim podejściu na grupy Assur będą zawsze działać tylko znane siły zewnętrzne i na podstawie ich równowagi zostaną wyznaczone reakcje w parach kinematycznych, a na podstawie warunków równowagi początkowych ogniw zostaną określone pozostałe reakcje i nieznane siły zewnętrzne.

Ponieważ rozwiązanie opiera się na grupach Assur, zasadę obliczania siły grup omówiono poniżej na przykładzie grup drugiej klasy.

Gatunki z grupy 1

Utwórz: ∑ mB(2)=0; ∑ mB(3)=0; ∑ F(2,3)=0; ∑ F(2)=0

Zdefiniuj: R12t ; R43t; R12n; R43n; R32

Zastąpić reakcję R12 składnikami R12n II AB i R12t⊥ AB

Typy grupy 2

Utwórz: ∑ mB(2)=0; ∑ F(2,3)=0; ∑ mB(3)=0; ∑ F(2)=0

Zdefiniuj: R12t ; R12n; R43; R43; R32

Zastąpić reakcję R12 składnikami R12n II AC i R12t⊥ AC

Typy grupy 3

Skład: ∑ mC(2,3)=0; ∑ F(2)=0; ∑ mC(3)=0; ∑ F(3)=0

Zdefiniuj: R12t ; R12n; R32n; h23; R43

Gatunki z grupy 4

Komponuj: ∑ F(2,3)=0; ∑ mB(2)=0; ∑ mB(3)=0; ∑ F(2)=0

Zdefiniuj: R12; R43; h12 ; h43; R32

Gatunki z grupy 5

Utwórz: ∑ F(3)=0; ∑ mA(2)=0; ∑ mA(2,3)=0; ∑ F(2)=0

Zdefiniuj: R23; R43; h32; h43; R12

W tabeli zastosowano następujące oznaczenia i uproszczenia:

Powiązania grupy badawczej oznaczono cyframi 2 i 3;

Połączenie 1 zostaje odłączone od łącza 2, dlatego zastosowana zostaje reakcja R12 (działanie odłączonego łącza 1 na rozpatrywanym łączu 2);

Łącze 4 jest odłączone od łącza 3, zatem do łącza 3 stosowana jest reakcja R43;

Linia nad oznaczeniem reakcji oznacza, że ​​w tym momencie reakcja jest określona zarówno pod względem wielkości, jak i kierunku (tj. na planie siły znajduje się obraz tego wektora);

Aby zmniejszyć bałagan na rysunku i poprawić przejrzystość, na rysunku nie pokazano sił zewnętrznych przyłożonych do ogniw rozważanej grupy (należy tylko pamiętać, że wszystkie siły zewnętrzne działające na ogniwa Assur grupy są znane - decyduje o tym kolejność obliczania sił mechanizmu).

Uwzględnianie tarcia w mechanizmach

Ze względu na właściwości fizyczne rozróżnia się tarcie wewnętrzne i zewnętrzne.

Tarcie wewnętrzne to procesy zachodzące w ciałach stałych, ciekłych i gazowych podczas ich odkształcenia, prowadzące do nieodwracalnego rozproszenia energii mechanicznej. Tarcie wewnętrzne objawia się tłumieniem drgań swobodnych.

Tarcie zewnętrzne to opór ruchu względnego, jaki występuje pomiędzy dwoma ciałami w obszarach styku powierzchni, czyli w parach kinematycznych. Na podstawie charakterystyk kinematycznych wyróżnia się tarcie ślizgowe, które występuje, gdy jedno ciało ślizga się po powierzchni drugiego, oraz tarcie toczne, które występuje, gdy jedno ciało toczy się po powierzchni drugiego.

Tarcie czopa

Pierwsza hipoteza. Nacisk właściwy na powierzchnię nośną rozkłada się równomiernie, tj. q=stała (Rysunek 25a).

Wybierzmy nieskończenie mały element powierzchniowy, wyznaczony przez kąt środkowy dα, w odległości α od osi pionowej. Element ten podlega normalnej reakcji dRN, którą określa się na podstawie ciśnienia właściwego i powierzchni wybranego elementu:

Suma elementarnych reakcji normalnych w rzucie na oś pionową równoważy siłę promieniową działającą na oś:

Otrzymuje się wynik pośredni, który określa wartość ciśnienia właściwego:

Wynik ten ma jednak duże, niezależne znaczenie. Pokazuje, że nacisk właściwy (a w obliczeniach wytrzymałościowych jest to naprężenie łożyska na powierzchni stykających się części) wyznacza się dzieląc siłę promieniową przez rzut powierzchni styku na płaszczyznę średnicy wału (a nie przez pełna wartość powierzchni styku). Przepis ten jest szeroko stosowany w obliczeniach części maszyn.

Wyznaczmy wielkość elementarnej siły tarcia działającej na wybrany element oraz elementarny moment tarcia od tej siły:

Sumując elementarne momenty siły tarcia na całej powierzchni styku, otrzymujemy wartość momentu tarcia na powierzchni osi zgodnie z hipotezą:

Tutaj fI” jest zredukowanym współczynnikiem tarcia obliczonym zgodnie z pierwszą hipotezą.

Druga hipoteza. Obliczenia przeprowadza się z uwzględnieniem zużycia powierzchni styku. W tym przypadku przyjmuje się następujące założenie - łożysko zużywa się, ale wał pozostaje niezmieniony. Założenie to w pełni odpowiada sytuacji rzeczywistej, gdyż wał przejmuje wszystkie obciążenia od przekładni, pracuje przy dużych obciążeniach, jest zwykle wykonany z wysokiej jakości stali, powierzchnie nośne często poddawane są hartowaniu termicznemu.

W celu zmniejszenia strat tarcia (tworząc parę przeciwcierną) łożyska ślizgowe wykonuje się z bardziej miękkich materiałów, które w połączeniu z wałem stalowym mają obniżone współczynniki tarcia (brąz, babbit itp.). Oczywiste jest, że jako pierwszy zużyje się bardziej miękki materiał.

W wyniku zużycia łożyska wał będzie się „uginał” o pewną wartość (Rysunek 25b). Z teorii zużycia wiadomo, że wielkość zużycia jest proporcjonalna do nacisku właściwego i prędkości względnej powierzchni trących. Ale w tym przypadku prędkość względna jest prędkością obwodową na powierzchni osi, która jest taka sama we wszystkich punktach. Dlatego też stopień zużycia będzie większy w miejscach, w których nacisk właściwy jest większy, tj. wielkość zużycia jest proporcjonalna do określonego ciśnienia.

Na rysunku 25b przedstawiono dwa położenia wału – na początku eksploatacji oraz po wystąpieniu zużycia powierzchniowego. Znoszona warstwa to figura w kształcie półksiężyca. Ponieważ jednak zużycie jest proporcjonalne do określonego ciśnienia, tę liczbę w kształcie półksiężyca można uznać za wykres określonego ciśnienia wykonany w określonej skali.

Jak widać, w wyniku zużycia następuje redystrybucja nacisku właściwego na powierzchnię cierną. Maksymalne ciśnienie qmax znajduje się na linii działania obciążenia promieniowego działającego na wał.

Ponieważ wał obniżył się o pewną wartość w wyniku zużycia łożyska, odległość pionowa dla dowolnego punktu na wale pomiędzy jego pierwotnym i nowym położeniem jest taka sama (i równa qmax). Dlatego aktualną wartość nacisku właściwego na wybrany element można w przybliżeniu wyrazić za pomocą krzywoliniowego trójkąta prostokątnego (rysunek 25 b):

Dalszy przebieg rozwiązania problemu nie różni się od rozwiązania według pierwszej hipotezy. W rezultacie otrzymuje się następujące zależności do wyznaczenia momentu sił tarcia zgodnie z drugą hipotezą:

Tym samym zmniejsza się zredukowany współczynnik tarcia (o około 20%), a co za tym idzie, zmniejszają się straty tarcia i wzrasta wydajność. Dlatego wszystkie nowe samochody muszą być docierane przy częściowej mocy.

W wyniku docierania następuje pierwotne zużycie powierzchni (wygładzenie mikronierówności) i włamanie powierzchni („docieranie” powierzchni do siebie). Tylko wtedy można w pełni wykorzystać możliwości maszyny.

Tarcie pięty

Pierwsza hipoteza. Ponieważ w tym przypadku powierzchnia nośna jest płaszczyzną, stałe ciśnienie właściwe (ryc. 26a) określa się po prostu dzieląc siłę osiową przez powierzchnię pierścienia nośnego:

Wybierzmy pierścieniowy element powierzchniowy o grubości dρ w odległości ρ od środka pięty (rysunek 26c). Elementarną reakcję normalną działającą na ten element wyznacza się mnożąc ciśnienie właściwe przez jego powierzchnię:

Wyznaczmy elementarną siłę tarcia i moment z tej siły tarcia:

Całkując po całej powierzchni nośnej otrzymujemy całkowity moment tarcia:

Podstawiając wartość q, ostatecznie otrzymujemy:

Druga hipoteza. Jak pokazuje praktyka, z biegiem czasu następuje równomierne zużycie powierzchni nośnej pięty, tj. iloczyn ciśnienia właściwego i prędkości względnej jest wartością stałą:

W tym przypadku prędkość w różnych punktach powierzchni styku jest inna:

Ale ponieważ prędkość kątowa wału jest taka sama, zużycie będzie proporcjonalne do iloczynu q⋅ρ, innymi słowy iloczyn ten jest pewną stałą k:

Zatem specyficzny wykres ciśnienia jest zależnością hiperboliczną (Rysunek 26b). Na skutek zużycia powierzchniowego nacisk właściwy rozkłada się w taki sposób, że w miarę zbliżania się do osi obrotu wału gwałtownie wzrasta (teoretycznie wzrastając do nieskończoności w środku powierzchni nośnej). Dlatego w technologii praktycznie nie stosuje się solidnych obcasów.

Dalsze rozwiązanie przeprowadza się analogicznie do rozwiązania według pierwszej hipotezy. W rezultacie otrzymuje się następującą zależność do wyznaczenia momentu od sił tarcia na powierzchni nośnej pięty:

W tej formie trudno jest porównać hipotezy ze sobą. Dlatego też, aby ocenić wyniki, uwzględnia się punkty stałe (d=0):

Z porównania wynika, że ​​biegając po powierzchniach pięt, uzyskuje się efekt podobny do tego, jaki występuje w osiach - wielkość sił tarcia zmniejsza się o 20...25%

Tarcie ciał elastycznych

Elastyczne taśmy, pasy, liny i inne podobne materiały charakteryzujące się niską wytrzymałością na zginanie znajdują szerokie zastosowanie w maszynach w postaci napędów pasowych i linowych, a także w mechanizmach maszyn dźwigowych oraz w hamulcach taśmowych.

Wstęp

Przedmiotem i produktem teorii mechanizmów i maszyn (TMM) jest kinematyczny lub inny schemat maszyny. Schemat odzwierciedla najważniejsze, podstawowe właściwości maszyny.

Teoria mechanizmów i maszyn jest nauką o najogólniejszych metodach analizy i syntezy mechanizmów i maszyn. Analiza i synteza przeprowadzana jest na poziomie obwodów – kinematycznych i innych.

Podstawowe pojęcia TMM

Maszyna to urządzenie, które przekształca energię, materiały i informacje za pomocą ruchów mechanicznych. Odpowiednio wyróżniają: a) maszyny energetyczne, b) maszyny technologiczne i transportowe, c) maszyny informacyjne.

Mechanizm jest konwerterem ruchu niektórych ciał stałych na wymagane ruchy innych.

Zwykle mechanizm postrzegany jest jako rodzaj łańcucha przegubowego, stąd elementy mechanizmu na jego schemacie kinematycznym lub innym schemacie nazywane są

są podzielone na linki.

LINK - część lub grupa części sztywno ze sobą połączona (połączenie stałe). Ponadto istnieją elastyczne ogniwa (liny, paski, łańcuchy).

Rysunek 1 Stałe ogniwo mechanizmu nazywa się zębatką i jest oznaczone

cyfra 0 (ryc. 1). Łącze, do którego komunikowany jest ruch, nazywa się łączem wejściowym i zwykle oznacza się je cyfrą 1 (rys. 1). Ogniwo, z którego usuwany jest wymagany ruch mechanizmu, nazywa się wyjściem; z reguły jego oznaczenie ma największą wagę algebraiczną (na ryc. 1 jest oznaczone - 3).

2 Wykładowca Sadovets V.Yu.

W W zależności od charakteru ruchu względem stojaka ruchome ogniwa noszą następujące nazwy:

KORBKA - ogniwo w mechanizmie dźwigniowym tworzące całość

oznaczono obrót wokół stałej osi (na ryc. 1, a), b) ic) – 1). ROCKER ARM - ogniwo w mechanizmie dźwigniowym tworzące częściowe

obrót wokół stałej osi (przeznaczony do wykonywania ruchu wahadłowego; na ryc. 1, c) wskazany - 3).

KORBOWÓD - ogniwo mechanizmu dźwigniowego, które wykonuje ruch płasko-równoległy i tworzy pary kinematyczne tylko z ruchomymi ogniwami (ze stojakiem nie ma par; na rys. 1, a) ic) oznaczono - 2).

SUWAK - łącznik mechanizmu dźwigniowego, tworzący parę translacyjną ze stojakiem (na przykład tłok - cylinder w silniku spalinowym; na ryc. 1, a) jest oznaczony - 3).

PROCA - ogniwo mechanizmu dźwigniowego, obracające się wokół stałej osi i tworzące parę translacyjną z innym ruchomym ogniwem (na ryc. 1, b) wskazane - 2).

KAMIEŃ Rakietowy - ogniwo mechanizmu dźwigniowego, poruszające się stopniowo wzdłuż wahacza (na ryc. 1, b) oznaczonego - 3).

Łącznik CAM, którego profil o zmiennej krzywiźnie określa ruch napędzanego ogniwa (na ryc. 2, a) jest oznaczony - 1).

KOŁO ZĘBATE - wskazane jest ogniwo z zamkniętym układem zębów, zapewniającym ciągły ruch innego ogniwa (na ryc. 2, b).

Rysunek 2 Rozróżnia się mechanizmy płaskie i przestrzenne. Mechanizm jest

nazywa się płaską, jeśli wszystkie jej ogniwa poruszają się równolegle do tej samej płaszczyzny. W przeciwnym razie mechanizm nazywa się przestrzennym

nie m.

Wykładowca Sadovets V.Yu.

Mechanizmy planarne można badać za pomocą modeli trójwymiarowych i dwuwymiarowych. Model 3D– to sam mechanizm z wszelkimi uproszczeniami, które nie wpływają na ilość wymiarów. Model 2D– jest to rzut mechanizmu na płaszczyznę równoległą, do której poruszają się ogniwa mechanizmu.

Ze względu na swoją prostotę model dwuwymiarowy stosowany jest jako pierwszy etap analizy i syntezy mechanizmów. Dla niektórych mechanizmów przestrzennych można również zbudować modele dwuwymiarowe.

Nazywa się połączenie ruchome składające się z dwóch bezpośrednio stykających się ogniw para kinematyczna. Przykładowo mechanizmy przedstawione na rysunku 1 posiadają cztery pary kinematyczne. Tworzą je linki 0-1, 1-2, 2-3, 3-0.

Ze względu na charakter styku ogniw pary kinematyczne dzielą się na niższe i wyższe. Parę uważa się za gorszą, jeśli jej ogniwa stykają się ze sobą na jednej lub kilku powierzchniach. Są to wszystkie pary mechanizmów dźwigniowych przedstawione na rysunku 1. Zauważmy na marginesie, że niezbędną cechą mechanizmu dźwigniowego jest obecność w nim wyłącznie par niższych.

Jeśli kontakt ogniw następuje wzdłuż linii lub punktów (a nie wzdłuż powierzchni), nazywa się to najwyższym.

Najwyższe są pary krzywki i koła zębatego (ryc. 2, a) i b)). Ogniwa tych par stykają się ze sobą w linii prostej.

Nazywa się połączeniem ruchomym więcej niż dwóch ogniw łańcuch kinematyczny. Łańcuch, którego każde ogniwo tworzy nie więcej niż dwie pary z sąsiednimi ogniwami, nazywa się prostym (ryc. 3, a). Jeżeli łańcuch kinematyczny zawiera ogniwo zawierające więcej niż 2 pary kinematyczne, wówczas taki łańcuch nazywa się złożonym (ryc. 3, b).

wszystkie inne łącza (slave) wykonują jednoznacznie zdefiniowane ruchy.

Mechanizmy mogą być tworzone zarówno przez zamknięte, jak i otwarte łańcuchy kinematyczne. Mechanizm, w którym ogniwo wyjściowe (chwytak) nie tworzy pary kinematycznej ze stojakiem, nazywa się mechanizmem z otwartym łańcuchem kinematycznym. Przykładem jest mechanizm elementarnego manipulatora (ryc. 4,a). Większość mechanizmów zbudowana jest z zamkniętych łańcuchów kinematycznych, w których ogniwo wyjściowe jest połączone parą kinematyczną ze stojakiem (rys. 4b).

Rysunek 4 Rozważając teorię, musisz nie analizować ruchu

tylko rzeczywiste, ale także urojone punkty mechanizmu. Załóżmy, że jakieś miejsce na schemacie lub z boku diagramu jest oznaczone literą K (ryc. 2, b). Wtedy K 0 jest punktem K należącym do łącza 0, K 1 jest punktem K należącym do łącza 1 itd. – ile ogniw, ile punktów K może znajdować się w mechanizmie.

Ruch ogniw rozpatrywany względem zębatki jest w TMM traktowany jako bezwzględny. Wskazując prędkości bezwzględne i względne, będziemy stosować się do następującego zapisu:

v K 2 - prędkość bezwzględna punktu K 2;

v K 2 1 - prędkość punktu K 2 względem łącza 1;

ω 2 - bezwzględna prędkość kątowa ogniwa 2; ω 21 - prędkość kątowa ogniwa 2 względem ogniwa 1.

Podobnie oznacza się przyspieszenia liniowe i kątowe – a i ε. Niektóre problemy związane z teorią przekładni i krzywki

mechanizmy można łatwiej rozwiązać, jeśli wyższe pary zostaną zastąpione niższymi. Spójrzmy na zasady wymiany. Zróbmy to na przykładzie modeli dwuwymiarowych.

Oraz dynamika mechanizmów i maszyn podczas ich analizy i syntezy.

Ze względu na zwięzłość naszego kursu skupimy się wyłącznie na strukturalnym i kinematycznym badaniu mechanizmów. Celem tych badań jest badanie struktury mechanizmów i analiza ruchu ich ogniw, niezależnie od sił powodujących ten ruch.

W TMM badane są idealne mechanizmy: absolutnie nieodkształcalne; brak przerw w ruchomych stawach.

Podstawowe postanowienia TMM są wspólne dla mechanizmów o różnym przeznaczeniu. Wykorzystuje się je na pierwszym etapie projektowania, czyli przy opracowywaniu schematu mechanizmu i obliczaniu jego parametrów kinematycznych i dynamicznych. Po zakończeniu tego etapu projektowania widzisz „szkielet” swojego przyszłego produktu, zawarte w nim pomysły. W przyszłości realizuj swoje pomysły w formie dokumentacji projektowej oraz w postaci realnych produktów.

Analiza strukturalna mechanizmów

Podstawowe pojęcia i definicje

Szczegół- odrębna, niepodzielna część mechanizmu (część nie daje się rozebrać na części).

Połączyć- część lub kilka części trwale ze sobą połączonych.

Para kinematyczna (KP)- ruchome połączenie dwóch ogniw. KP nie jest wielkością materialną, charakteryzuje połączenie dwóch ogniw, które pozostają w bezpośrednim kontakcie.

element KP- punkt, linia lub powierzchnia, wzdłuż której jedno ogniwo styka się z drugim. Jeśli element KP to punkt czy linia - czy to jest to najwyższy PK, jeśli powierzchnia jest najniższy PK.

Zgodnie z charakterem ruchu linków KP tam są: obrotowy, translacyjny, z ruchem śrubowym. W zależności od rodzaju powierzchni stykowych skrzyń biegów rozróżnia się: płaskie, cylindryczne, kuliste itp.

Klasa skrzyni biegów określona przez liczbę ograniczeń w przemieszczaniu się lub liczbę narzuconych połączeń S.

Łącznie 6 stopni swobody. Oznaczmy N jako liczbę stopni swobody. Możesz zapisać

N + S = 6 lub N = 6 - S lub S = 6 - N

Często łatwiej jest określić, ile stopni swobody pozostawiło łącze, niż ile połączeń zastosowano. Na przykład, ile stopni swobody mają drzwi lub okno? jeden. Co jest elementem CP - powierzchnia(bez luk). Jaka jest natura ruchu? obrót. Dlatego tak jest dolna, obrotowa skrzynia biegów 5 klasy.

Dość często mamy do czynienia z wyższymi skrzyniami biegów, np.: stykiem kół zębatych; cylinder toczy się po płaszczyźnie; cylinder po cylindrze; popychacz krzywki itp. Takie połączenie pokazano na rys. 3.1.

Połączenie zawiera dwie składowe ruchu względnego, czyli dwa stopnie swobody. Element CP jest linią. Dlatego tak jest Wyższy CP 4 klasa.

Łańcuch kinematyczny- układ ogniw połączonych parami kinematycznymi.

Mechanizm- łańcuch kinematyczny, w którym dla danego ruchu jeden lub więcej prowadzący linki względem stacjonarnych

Rys.3.1 link ( stojaki), wszystkie inne linki ( niewolnicy) wykonaj określony ruch. Niewolnik nazywa się ogniwo wykonujące ruch, dla którego tworzony jest mechanizm poziom roboczy.

Podczas sporządzania schematów mechanizmów i innych łańcuchów kinematycznych stosuje się konwencjonalne obrazy zgodnie z GOST 2.770-68. W tym przypadku pary kinematyczne są oznaczone dużymi literami, a połączenia cyframi. Link wiodący jest oznaczony strzałką. Naprawiono link ( stojak) wskazywane przez cieniowanie w pobliżu par kinematycznych.

Istnieją koncepcje schemat strukturalny I schemat kinematyczny mechanizm. Schematy kinematyczne mechanizmów różnią się od schematów konstrukcyjnych tym, że muszą być wykonane ściśle w skali i w danym położeniu ogniwa wiodącego. W rzeczywistości niewiele osób spełnia ten wymóg. Weź paszport dowolnej maszyny lub urządzenia gospodarstwa domowego. Napisane - Schemat kinematyczny- , ale nie ma mowy o jakiejkolwiek skali. Aby nie naruszyć GOST 2.770-68, nazwiemy to po prostu - schemat mechanizmu.

W mechanizmy dźwigniowe na zawiasach linki mają swoje własne nazwy:

Obrotowe łącze - korba;

Linka wahadłowa - biegun;

Wykonywanie ruchu płasko-równoległego - korbowód;

Ruch do przodu - suwak;

Linki tworzące parę translacyjną z suwakami - przewodniki;

Ruchome prowadnice - za kulisami.

Rolki to części obrotowych ogniw, które przenoszą moment obrotowy. Oś- część cylindryczna, która jest przykryta elementami innych ogniw i tworzy z nimi pary obrotowe - zawiasy. Osie nie przenoszą momentu obrotowego.

Stopień ruchu mechanizmu

Stopień ruchomości mechanizmu to liczba stopni swobody mechanizmu względem nieruchomego ogniwa ( stojaki).

Stopień ruchomości płaskiego mechanizmu (wszystkie ogniwa poruszają się w równoległych płaszczyznach) określa się wzorem P.L. Czebyszewa

W = 3n - 2P 5 - P 4,

gdzie n jest liczbą ruchomych części; P 5 - liczba KP klasa 5; P 4 - liczba KP 4 klasie.

Ryż. 3.2 Schematy mechanizmów

Rysunek 3.2 pokazuje kilka schematów mechanizmów. Zapiszmy nazwy ogniw, scharakteryzujmy pary kinematyczne i określmy stopień ruchliwości każdego mechanizmu.

Schemat 1: 1 - stojak; 1 1 - przewodnik; 2 - korba; 3 - korbowód; 4 - suwak; A, B, C - przekładnie dolnoobrotowe 5 klasy; D - dolna progresywna PK 5. klasy.

Schemat 2: 1 - stojak; 2 - korba; 3 - sznurek; 4 - wahacz; A, C, D - przekładnie dolnoobrotowe 5 klasy; B - dolna progresywna PK klasy 5.

W = 3n - 2P 5 - P 4 = 3*3 - 2*4 = 1.

Schemat 3: 1 - przewodnik; 2, 4 - suwaki (popychacze); 3 - wahacz; A, E - dolna progresywna MPD klasy 5; C - dolna przekładnia obrotowa 5. klasy; B, D - wyższy PK klasy IV.

W = 3n - 2P 5 - P 4 = 3*3 - 2*3 - 2 = 1.

Schemat 4: 1 - stojak; 1 1 przewodnik; 2 - kamera; 3 - wałek; 4 - suwak (popychacz); A, C - przekładnie dolnoobrotowe 5 klasy; D - dolny postępujący PK 5. klasy; B - wyższy CP 4 klasa.

W = 3n - 2P 5 - P 4 = 3*3 - 2*3 - 1 = 2.

Schemat 5: 1 - stojak; 1 1 przewodnik; 2 - kamera; 3 - suwak (popychacz); A - dolna przekładnia obrotowa 5 klasy; C - dolny postępujący PK 5. klasy; B - wyższy CP 4 klasa.

W = 3n - 2P 5 - P 4 = 3*2 - 2*2 - 1 = 1.

Na rysunkach 4 i 5 przedstawiono mechanizmy krzywkowe posiadające odpowiednio 2 i 1 stopień swobody, choć oczywiste jest, że popychacze tych mechanizmów posiadają jeden stopień swobody. Nadmierny stopień ruchomości mechanizmu (schemat 4) spowodowany jest obecnością ogniwa 3 (rolki), co nie wpływa na prawo ruchu poziom roboczy(popychacz). Podczas analiz strukturalnych i kinematycznych mechanizmów takie połączenia są usuwane ze schematu mechanizmu.

Zastąpienie wyższych par kinematycznych niższymi

W badaniach strukturalnych, kinematycznych i mocy mechanizmów w niektórych przypadkach wskazane jest zastąpienie mechanizmu z wyższymi parami 4. klasy mechanizmem równoważnym z niższymi parami 5. klasy. W tym przypadku liczba stopni swobody i chwilowy ruch ogniw równoważny mechanizm zastępczy powinno być takie samo jak mechanizm zastępczy.

Rysunek 3.3, a) przedstawia wymianę mechanizmu krzywkowego składającego się z ogniw 1, 2, 3 na zawias czterowahaczowy złożony z ogniw 1, 4, 5, 6. Wyższa para kinematyczna W zastąpione niższymi parami D, E. Na ryc. 3.3, b) mechanizm krzywkowy 1, 2, 3 został wymieniony

Ryż. 3.3 mechanizm korbowy 1, 4, 5, 3. Najwyższa para W zastąpione przez niższe pary D, E.

Algorytm zastępowania wyższych par kinematycznych niższymi jest następujący:

1) przez punkt styku ogniw najwyższej skrzyni biegów poprowadzono normalną;

2) na normalnej w odległościach promieni krzywizny (R1 i R2, ryc. 3.3, a) umieszczone są dolne CP;

3) powstałe CP są połączone linkami z niższymi CP, które były już w mechanizmie.

Synteza strukturalna i analiza mechanizmów

Strukturalna synteza mechanizmów jest wstępnym etapem sporządzania schematu mechanizmu spełniającego zadane warunki. Dane wyjściowe to zazwyczaj rodzaje ruchu ogniw napędowych i roboczych mechanizmu. Jeżeli elementarny mechanizm trzy- lub czteroprętowy nie rozwiązuje problemu wymaganej transformacji ruchu, schemat mechanizmu sporządza się poprzez połączenie szeregowe kilku elementarnych mechanizmów.

Podstawowe zasady syntezy strukturalnej i analizy mechanizmów z CP klasy 5 oraz klasyfikację takich mechanizmów po raz pierwszy zaproponował rosyjski naukowiec L.V. Assura w 1914 roku i rozwinął idee L.V. Akademik Assura I.I. Artobolewski. Zgodnie z proponowaną klasyfikacją mechanizmy są łączone w klasy od pierwszej i wyższej zgodnie z cechami konstrukcyjnymi. Mechanizm I klasy składa się z ogniwa napędowego i zębatki połączonych parą kinematyczną V klasy.

Mechanizmy klas wyższych powstają poprzez dołączenie sekwencyjnie do mechanizmu pierwszej klasy łańcuchów kinematycznych, które nie zmieniają stopnia ruchomości mechanizmu pierwotnego, czyli posiadającego stopień ruchliwości równy zero. Taki łańcuch kinematyczny nazywa się grupa strukturalna. Ponieważ grupa strukturalna obejmuje tylko CP klasy 5, a stopień mobilności grupy wynosi zero, możemy pisać

W = 3n - 2P 5 = 0, skąd P 5 = 3/2 n.

Dlatego grupa strukturalna może zawierać tylko parzystą liczbę jednostek, ponieważ P 5 może być tylko liczbą całkowitą.

Grupy strukturalne wyróżniają się klasa I w celu. Grupa II klasy i II stopnia składa się z dwóch ogniw i trzech stanowisk dowodzenia. Zajęcia grupowe(powyżej drugiego) jest określana na podstawie liczby wewnętrznych przekładni, które tworzą ruchomą zamkniętą pętlę z największej liczby ogniw w grupie.

Zamówienie grupowe zależy od liczby wolnych elementów ogniw, za pomocą których grupa jest przymocowana do mechanizmu.

Rysunek 3.4 przedstawia mechanizm 1. klasy oraz grupy strukturalne 2. i 3. klasy. W wyniku syntezy strukturalnej (przyłączenia grup strukturalnych do mechanizmu I klasy) otrzymano mechanizmy czteroogniwowe II klasy i sześcioogniwowe III klasy (rys. 3.4).

Analiza strukturalna określa stopień ruchliwości mechanizmu i rozkład jego łańcucha kinematycznego na grupy strukturalne i ogniwa wiodące. W takim przypadku usuwane są nadmiarowe stopnie swobody (jeśli występują) i połączenia pasywne (jeśli występują).

Analiza kinematyczna mechanizmów

Cel analizy kinematycznej to badanie ruchu ogniw mechanizmu niezależnie od działających na nie sił. W tym przypadku przyjmuje się następujące założenia: ogniwa są absolutnie sztywne i nie ma przerw w parach kinematycznych.

Poniższe zostały rozwiązane główne cele: a) wyznaczanie położenia ogniw i konstruowanie trajektorii ruchu poszczególnych punktów lub ogniw jako całości; b) znalezienie prędkości liniowych punktów mechanizmu i prędkości kątowych ogniw; c) wyznaczanie przyspieszeń liniowych punktów mechanizmu i przyspieszeń kątowych ogniw.

Wstępne dane są: schemat kinematyczny mechanizmu; wymiary wszystkich linków; prawa ruchu ogniw wiodących.

W analizie kinematycznej mechanizmów stosuje się metody analityczne, graficzno-analityczne i graficzne. Zwykle uwzględniany jest pełny cykl ruchu mechanizmu.

Wyniki analizy kinematycznej pozwalają w razie potrzeby na dostosowanie konstrukcji mechanizmu, a ponadto są niezbędne do rozwiązywania problemów dynamiki mechanizmu.

Wyznaczanie położeń i ruchów ogniw mechanizmu

Problem rozwiążemy metodami graficznymi i analitycznymi. Jako przykład weźmy mechanizm korbowo-suwakowy.

Dany: długość korby r = 150 mm; długość korbowodu l = 450 mm; korba napędowa (ω = const.)

Położenie korby określa kąt φ. Cykl ruchu takiego mechanizmu odbywa się w jednym pełnym obrocie korby - okres cyklu T = 60/n = 2π/ω, s. Gdzie n jest liczbą obrotów na minutę; ω - prędkość kątowa, s -1. W tym przypadku φ = 2π, rad.

Rysujemy schemat kinematyczny mechanizmu w wybranej skali (ryc. 3.5). Na ryc. 3.5 skala wynosi 1:10. Budujemy schemat mechanizmu w ośmiu położeniach korby (im więcej położeń mechanizmu, tym większa dokładność uzyskanych wyników). Zaznacz położenie suwaka ( działający link). Na podstawie uzyskanych danych konstruujemy wykres zależności ruchu punktu B suwaka od kąta obrotu korby φ (S B = f(φ)). Wykres ten nazywany jest wykresem kinematycznym przemieszczeń punktu B.

Metoda analityczna

Ruch suwaka liczony jest od skrajnego prawego położenia (ryc. 3.5). Analizując figurę, możemy napisać równania

S = (r + l) - (r * cosφ + l * cosβ) (3.1)

r * grzech φ = l * grzech β

Oznaczając r/ l = λ, możemy napisać

β = arcsin(λ * sinφ).

Dlatego dla każdego kąta φ nie jest trudno wyznaczyć odpowiadający mu kąt β, a następnie rozwiązać pierwsze równanie układu (3.1). W takim przypadku dokładność wyników zostanie określona jedynie na podstawie określonej dokładności obliczeń.

Podano przybliżony wzór na określenie ruchów suwaka

S = r*(1 - cos φ + sin 2 φ* λ /2) (3.2)

Wyznaczanie prędkości i przyspieszeń punktów i ogniw mechanizmu

Prędkości i przyspieszenia ogniw napędzanych mechanizmu można wyznaczać metodami planów, diagramów kinematycznych i analitycznymi. We wszystkich przypadkach jako początkowe muszą być znane: schemat mechanizmu w określonym położeniu ogniwa napędowego, jego prędkość i przyspieszenie.

Rozważmy zastosowanie tych metod na przykładzie mechanizmu korbowo-suwakowego (rys. 3.5) z φ = 45 o I n = 1200 obr./min odpowiednio ω = π*n/30 = 125,7 s -1.

Plan prędkości (przyspieszeń) mechanizmu.

Plan prędkości (przyspieszenia) mechanizmu to figura utworzona przez wektory prędkości (przyspieszenia) punktów ogniw w danym położeniu mechanizmu.

Tworzenie planu prędkości

Znany

Według rozmiaru V AO = ω* r= 125,7*0,15 = 18,9 m/s.

Wybierz skalę konstrukcyjną, na przykład 1m/(s*mm).

Oznacz jakiś punkt jako biegun R podczas konstruowania planu prędkości (ryc. 3.6).

Odsuwamy wektor od bieguna,

Ryż. 3,6 prostopadle JSC. Wektor prędkości punktowej W znajdujemy, rozwiązując graficznie równanie. Znany jest kierunek wektorów. Wektor leży na linii poziomej i jest prostopadły VA. Z bieguna i końca wektora rysujemy odpowiednie linie proste i zamykamy równanie wektora. Pomiar odległości Pb I ba i biorąc pod uwagę skalę, znajdujemy

V V= 16,6 m/s, VVA= 13,8 m/s.

Budowa planu akceleracyjnego(ryc. 3.7)

Przyspieszenie punktowe A równa się od = 0. . Wielkość normalnego przyspieszenia za n AO = ω 2 * r =

= 125,7 2 *0,15 = 2370 m/s 2.

Przyspieszenie styczne za t AO = ε* r = 0, od przyspieszenia kątowego ε = 0, ponieważ ω = stała

Wybierz skalę konstrukcyjną, na przykład 100m/(s 2 *mm). Odłóż na bok r wektor, równoległy JSC z A Do O. Wektor przyspieszenia punktowego W znajdujemy rozwiązując graficznie równanie. Wektor jest skierowany równolegle VA z W Do A, jego wartość jest równa za n VA = V VA 2 / l = 13,8 2 /0,45 = 423 m/s 2 .

B = 1740 m/s 2 ; w VA = 1650 m/s2.

Metoda diagramu kinematycznego (ryc. 3.8)

Metoda diagramów kinematycznych jest metodą graficzną. Zawiera graficzne rozróżnienie najpierw wykresu przemieszczenia, a następnie wykresu prędkości. W tym przypadku krzywe przemieszczenia i prędkości zastąpiono linią przerywaną. Wartość średniej prędkości na elementarnym odcinku toru można wyrazić wzorem

µ S – skala przemieszczenia.

µ t - skala czasu.

W naszym przypadku

µS = 0,01 m/mm;

µt = 0,000625 s/mm.

Skala prędkości to:

µ V = µ S /(µ t *H V) =

0,01/(0,000625*30) =

0,533 m/(s*mm).

Skala przyspieszenia to:

µ a = µ V /(µ t * H a) =

0,533/(0,000625*30) =

28,44 m/(s2*mm).

Procedura konstruowania wykresu prędkości.

W odległości H V (20-40 mm) znajduje się punkt O - słup konstrukcyjny. Od bieguna rysuje się linie proste, równoległe do odcinków linii łamanej wykresu przemieszczeń, aż do przecięcia osi rzędnych. Współrzędne są przenoszone na wykres prędkości pośrodku odpowiednich odcinków. Z uzyskanych punktów rysowana jest krzywa - jest to wykres prędkości.

Wykres przyspieszenia skonstruowany jest w podobny sposób, jedynie wykres prędkości staje się wykresem oryginalnym, zastąpionym linią przerywaną.

Aby wskazać wartości liczbowe prędkości i przyspieszenia, skala kreślenia jest obliczana w sposób pokazany powyżej.

Prędkości i przyspieszenia suwaka można także wyznaczyć analitycznie, różniczkując sekwencyjnie przybliżone równanie (3.2).

Znajomość prędkości i przyspieszeń ogniw mechanizmu jest niezbędna do analizy dynamicznej mechanizmu, w szczególności do określenia sił bezwładności, jakie mogą wystąpić przy dużych przyspieszeniach.(jak w naszym przypadku) wielokrotnie przekraczać obciążenia statyczne, np. ciężar ogniwa.

Ze względu na zwięzłość naszego kursu nie prowadzimy badania siłowego mechanizmów, ale można się z nim zapoznać z literaturą, w szczególności zalecaną w tej sekcji.

Teoria mechanizmów i maszyn zajmuje się zagadnieniami geometrii przekładni, a także zagadnieniami tarcia w parach kinematycznych. Te kwestie również rozważymy, ale w części „części maszyn”, w odniesieniu do konkretnych przypadków i zadań.

Literatura

1. Pervitsky Yu.D. Obliczanie i projektowanie mechanizmów precyzyjnych. - L.: Inżynieria mechaniczna,

2. Zablonsky K.I. Mechanika stosowana. - Kijów: Szkoła Wiszcza, 1984. - 280 s.

3. Korolev P.V. Teoria mechanizmów i maszyn. Notatki z wykładów. - Irkuck: Wydawnictwo

Rozwojowi ludzkości towarzyszy ciągłe tworzenie maszyn, mechanizmów i przekładni, które ułatwiają pracę ludziom i zwierzętom oraz zwiększają ich produktywność. Tworzenie nowych maszyn, mechanizmów, różnorodnych urządzeń i instalacji spełniających współczesne wymagania opiera się na osiągnięciach nauk podstawowych i stosowanych.

Teoria mechanizmów i maszyn– nauka zajmująca się badaniem ogólnych metod badania właściwości mechanizmów i maszyn oraz ich konstrukcji. Metody określone w teorii mechanizmów i maszyn nadają się do projektowania dowolnego mechanizmu i nie zależą od jego technicznego przeznaczenia, a także fizycznego charakteru procesu pracy maszyny.

Samochód- urządzenie wykonujące ruchy mechaniczne w celu przekształcenia energii, materiałów i informacji w celu zastąpienia lub ułatwienia ludzkiej pracy fizycznej i umysłowej. Przez materiały rozumie się przedmioty przetworzone, przewożone ładunki i inne przedmioty pracy.

Maszyna realizuje swój proces pracy wykonując regularne ruchy mechaniczne. Nośnikiem tych ruchów jest mechanizm. Stąd, mechanizm- układ ciał stałych, połączonych ruchomo poprzez kontakt i poruszających się w określony, wymagany sposób względem jednego z nich, uznawanego za nieruchomy. Wiele mechanizmów pełni funkcję przekształcania ruchu mechanicznego ciał stałych.

Najprostsze mechanizmy (dźwignia, przekładnia itp.) znane są od czasów starożytnych; proces ich badań, doskonalenia i wdrażania do praktyki następował stopniowo, aby ułatwić pracę ludzką i zwiększyć produktywność pracy.

Wiadomo zatem, że wybitna postać kultury renesansu i naukowiec Leonardo da Vinci (1452–1519) opracował projekty mechanizmów maszyn tkackich, drukarskich i maszyn do obróbki drewna oraz podjął próbę doświadczalnego określenia współczynnika tarcia. Włoski lekarz i matematyk D. Cardan (1501–1576) badał ruch mechanizmów zegarowych i młyńskich. Francuscy naukowcy G. Amonton (1663–1705) i C. Coulomb (1736–1806) jako pierwsi zaproponowali wzory na wyznaczanie siły tarcia statycznego i ślizgowego.

Wybitny matematyk i mechanik L. Euler (1707–1783), z urodzenia Szwajcar, przez trzydzieści lat mieszkał i pracował w Rosji, profesor, a następnie członek rzeczywisty petersburskiej Akademii Nauk, autor 850 prac naukowych, rozwiązał zagadkę szereg problemów z kinematyki i dynamiki ciała sztywnego, badał drgania i stabilność ciał sprężystych, zajmował się zagadnieniami mechaniki praktycznej, badał w szczególności różne profile zębów kół zębatych i doszedł do wniosku, że najbardziej obiecujący jest profil spiralny.

Słynny rosyjski mechanik i wynalazca I.I. Połzunow (1728–1766) jako pierwszy opracował projekt mechanizmu dwucylindrowego silnika parowego (którego niestety nie udało mu się wdrożyć), zaprojektował automatyczny regulator zasilania kotła wodą, urządzenie do dostarczania wody i pary oraz inne mechanizmy. Wybitny mechanik I.I. Kulibin (1735–1818) stworzył słynny zegar w kształcie jajka, który był najbardziej skomplikowanym mechanizmem automatycznym tamtych czasów.

W związku z rozwojem inżynierii mechanicznej jako gałęzi przemysłu zaistniała potrzeba opracowania ogólnonaukowych metod badania i projektowania mechanizmów tworzących maszyny. Metody te przyczyniły się do powstania najbardziej zaawansowanych jak na swoje czasy maszyn, wykonujących najlepiej zdefiniowane, wymagane funkcje. Wiadomo, że inżynieria mechaniczna jako gałąź przemysłu zaczęła kształtować się w XVIII i XIX wieku. zaczęła się szybko rozwijać, szczególnie w Anglii i USA.

W Rosji pierwsze fabryki budowy maszyn pojawiły się w XVIII wieku; w 1861 r. było ich już ponad 100, a w 1900 r. – ok. 1410 r. Jednak już na początku XX w. Krajowa inżynieria mechaniczna pozostawała w tyle zarówno pod względem rozwoju, jak i skali produkcji: połowę wszystkich maszyn sprowadzono z zagranicy. Dopiero w latach 30.–50. w naszym kraju zaczęła się rozwijać potężna inżynieria mechaniczna, z powodzeniem tworząc różne maszyny i mechanizmy, które nie ustępują najlepszym światowym modelom, a w niektórych przypadkach je przewyższają.

Wysoko rozwinięta krajowa inżynieria mechaniczna była jednym z czynników zapewniających zwycięstwo w Wielkiej Wojnie Ojczyźnianej.

Jako nauka teoria mechanizmów i maszyn pod nazwą „mechanika stosowana” zaczęła kształtować się na początku XIX wieku, wtedy opracowano głównie metody analizy strukturalnej, kinematycznej i dynamicznej mechanizmów. I dopiero od połowy XIX wieku. W teorii mechanizmów i maszyn opracowywane są ogólne metody syntezy mechanizmów. Tak więc słynny rosyjski naukowiec, matematyk i mechanik, akademik P.L. Czebyszew (1821–1894) opublikował 15 prac na temat budowy i syntezy mechanizmów dźwigniowych, natomiast w oparciu o opracowane metody wynalazł i zbudował ponad 40 różnych nowych mechanizmów, które realizują zadaną trajektorię, zatrzymują niektóre ogniwa, inne zaś poruszają się, itp.; Wzór strukturalny mechanizmów płaskich nazywa się obecnie wzorem Czebyszewa.

Niemiecki uczony F. Grashof (1826–1893) podał matematyczne sformułowanie warunku obrotu ogniwa w płaskim mechanizmie dźwigniowym, niezbędnego w jego syntezie. Angielscy matematycy D. Sylvester (1814–1897) i S. Roberts (1827–1913) opracowali teorię mechanizmów dźwigniowych do przekształcania krzywych (pantografów).

I.A. Wyszniegradski (1831–1895), znany jako jeden z twórców teorii automatycznego sterowania, zaprojektował szereg maszyn i mechanizmów (prasy automatyczne, maszyny podnoszące, regulator pompy) i jako profesor Instytutu Technologicznego w Petersburgu , stworzył naukową szkołę projektowania maszyn.

Metody syntezy mechanizmów przekładniowych stosowanych w różnych maszynach charakteryzują się pewną złożonością. Wielu naukowców pracowało w tej dziedzinie. Francuski geometr T. Olivier (1793–1858) uzasadnił metodę syntezy powierzchni sprzężonych w oddziaływaniach płaskich i przestrzennych za pomocą powierzchni generującej. Angielski naukowiec R. Willis (1800–1875) udowodnił podstawowe twierdzenie o przekładniach płaskich i zaproponował analityczną metodę badania mechanizmów przekładni planetarnych. Niemiecki inżynier mechanik F. Reuleaux (1829–1905) opracował graficzną metodę syntezy profili koniugatów, znaną obecnie jako „metoda normalnych”. Releaux jest także autorem prac dotyczących struktury (struktury) i kinematyki mechanizmów. Rosyjski naukowiec H.I. Gokhman (1851–1916) był jednym z pierwszych, którzy opublikowali prace dotyczące analitycznej teorii przekładni.

Znaczący wkład w dynamikę maszyn wniósł „ojciec rosyjskiego lotnictwa” N.E. Żukowski (1847–1921). Był nie tylko twórcą współczesnej aerodynamiki, ale także autorem szeregu prac z zakresu mechaniki stosowanej i teorii sterowania maszyn.

Rozwój mechaniki maszyn ułatwiła praca N.P. Petrov (1836–1920), który położył podwaliny pod hydrodynamiczną teorię smarowania; wiceprezes Goryachkin (1868–1935), który opracował teoretyczne podstawy obliczania i budowy maszyn rolniczych, których cała złożoność obliczeń polega na tym, że ich siłowniki muszą odtwarzać ruchy ludzkiej ręki.

Rosyjski naukowiec L.V. Assur (1878–1920) odkrył ogólny wzór w budowie wieloogniwowych mechanizmów płaskich, który do dziś jest wykorzystywany w ich analizie i syntezie. Opracował także metodę „punktu osobliwego” do analizy kinematycznej złożonych mechanizmów dźwigniowych; AP Malyshev (1879–1962) zaproponował teorię analizy i syntezy strukturalnej w zastosowaniu do złożonych mechanizmów płaskich i przestrzennych.

Znaczący wkład w rozwój mechaniki maszyn jako integralnej teorii budowy maszyn wniósł I.I. Artobolewski (1905–1977). Był organizatorem narodowej szkoły teorii mechanizmów i maszyn; napisał liczne prace z zakresu budowy, kinematyki i syntezy mechanizmów, dynamiki maszyn i teorii automatów, a także podręczniki, które zyskały powszechne uznanie.

Uczniowie i naśladowcy I.I. Artobolevsky - A.P. Bessonov, V. A. Zinowjew (1899–1975), N.I. Levitsky, N.V. Umnov, SA Czerkudinow i inni - swoją pracą z zakresu dynamiki maszyn (w tym akustycznej i nieholonomicznej), optymalizacji syntezy mechanizmów, teorii automatów oraz w innych obszarach teorii mechanizmów i maszyn, przyczynili się do ich dalszego rozwoju.

W latach 30. i następnych N.G. swoimi badaniami wniósł ogromny wkład w teorię mechanizmów i maszyn. Bruevich (1896–1987), jeden z twórców teorii dokładności mechanizmów, G.G. Baranow (1899–1968), autor prac z zakresu kinematyki mechanizmów przestrzennych, S.N. Kozhevnikov (1906–1988), który opracował ogólne metody analizy dynamicznej mechanizmów z połączeniami sprężystymi i mechanizmów maszyn silnie obciążonych.

Warto zwrócić uwagę na prace naukowców: F.E. Orłowa (1843–1892), D.S. Zernova (1860–1922) – rozwinęła teorię kół zębatych; NI Mertsalova (1866–1948) - uzupełniła badania kinematyczne mechanizmów płaskich teorią mechanizmów przestrzennych oraz opracowała prostą i niezawodną metodę obliczania koła zamachowego; L.P. Smirnova (1877–1954) – wprowadziła w ściśle ujednolicony system graficzne metody badania kinematyki mechanizmów i dynamiki maszyn; VA Gavrilenko (1899–1977) – opracował geometryczną teorię kół zębatych; L.N. Reshetova (1906–1998) - opracowała teorię korekcji kół zębatych, mechanizmów planetarnych i krzywkowych oraz położyła podwaliny pod teorię mechanizmów samonastawnych.

Najważniejsze pojęcie „maszyna” zostało podane powyżej. Dodajmy, że maszyny nie tylko zastępują lub ułatwiają pracę człowieka, ale także tysiąckrotnie zwiększają jej produktywność. Istotne jest to, że przemiana energii, materiałów i informacji następuje dzięki ruchowi mechanicznemu. Mając to na uwadze, przeanalizujmy szczegółowo pojęcie „maszyny” na konkretnych przykładach.

Silnik elektryczny pobiera energię elektryczną z sieci i przetwarza ją na energię mechaniczną, którą dostarcza do odbiorcy. Może to być sprężarka, która przetwarza otrzymaną energię mechaniczną na energię sprężonego powietrza. Najważniejsze jest to, że konwersja energii następuje w wyniku mechanicznego ruchu części roboczych: w silniku elektrycznym jest to obrót wirnika 1 (Rys. 1.1) w sprężarce - ruch tłoka 3 w górę i w dół (ryc. 1.2).

Ryż. 1.1. Silnik elektryczny

Ryż. 1.2. Kompresor

Odbiorcą energii mechanicznej silnika elektrycznego może być także obrabiarka, prasa lub inna maszyna technologiczna. W tym przypadku energia mechaniczna jest zużywana na wykonanie pracy spowodowanej procesem technologicznym. Maszyna lub prasa również dokonuje transformacji, ale nie energii, ale wielkości i kształtu przetwarzanego produktu: maszyna - przez cięcie, prasa - przez nacisk. I na tych przykładach pokazano, że transformacja odbywa się poprzez ruch mechaniczny: w maszynie - narzędzie tnące lub produkt, w prasie - stempel.

W przenośniku do przemieszczania ładunku wykorzystywana jest energia mechaniczna. Proces transformacji tkwiący w maszynie polega na transporcie ładunku (zmianie jego położenia) i odbywa się w sposób naturalny dzięki mechanicznemu ruchowi przenośnika taśmowego, na którym spoczywa ładunek.

Odbiorcą energii mechanicznej jest także maszyna drukarska. W nim informacje przekształcane są w wielokrotnie powielane produkty drukowane poprzez mechaniczny ruch wykonywany przez pracujące części maszyny.

Proces pracy w maszynie odbywa się poprzez ruch mechaniczny, zatem musi ona posiadać nośnik tego ruchu. Mechanizm jest takim nośnikiem. W konsekwencji pojęcie „maszyny” jest nierozerwalnie związane z pojęciem „mechanizmu”. Mechanizm, niezależnie od tego, jak prosty może być, z konieczności jest częścią maszyny; jest to jej podstawa kinematyczna, dlatego też badanie mechaniki maszyn jest nierozerwalnie związane z badaniem właściwości ich mechanizmów.

Przypomnijmy, że mechanizm będący układem ruchomo połączonych i stykających się ze sobą ciał stałych, przekształca ruch jednych w wymagane ruchy innych.

Przeanalizujmy tę definicję szczegółowo na konkretnych przykładach.

Mechanizm silnika elektrycznego to układ dwóch ciał stałych: wirnika 1, obracające się wewnątrz stacjonarnego stojana i samego stojana 2 (patrz ryc. 1.1); nazywa się te ciała stałe ogniwa mechanizmu. Wirnik obraca się względem stojana, co oznacza, że ​​ogniwa są ze sobą połączone ruchomo. Połączenie to jest konstrukcyjnie wykonane za pomocą łożysk i odbywa się poprzez kontakt. Rzeczywiście, niech silnik elektryczny ma łożyska ślizgowe; wówczas cylindryczna powierzchnia wału wirnika styka się z cylindryczną powierzchnią nieruchomych tulei łożyskowych stojana. Takie połączenie stykających się ogniw, które umożliwia ich względny ruch, nazywa się para kinematyczna. W tym przypadku rotor 1 i stojan 2 tworzą parę kinematyczną 1/2. Na koniec zauważamy, że ruch obrotowy wirnika to ruch wymagany do przeniesienia energii mechanicznej z silnika na jego odbiorcę (sprężarkę, obrabiarkę, maszynę kuźniczą, dźwig, maszynę drukarską itp.). W związku z tym układ wirnik-stojan ma wszystkie cechy, które z definicji są nieodłączne dla każdego mechanizmu i dlatego jest mechanizmem.

Rozważany przykład wyraźnie pokazuje, że mechanizm silnika elektrycznego, składający się tylko z dwóch ogniw - wirnika i stojana, ma prostą konstrukcję lub, jak mówią, konstrukcję. Mechanizmy wielu maszyn mają tę samą prostą konstrukcję: turbiny parowe, gazowe i hydrauliczne, sprężarki osiowe, wentylatory, dmuchawy, pompy odśrodkowe, generatory elektryczne i inne maszyny zwane obrotowy.

Należy pamiętać, że wiele mechanizmów ma bardziej złożoną strukturę. Potrzeba komplikacji pojawia się, gdy w celu wykonania wymaganych ruchów mechanizm musi spełniać funkcje przenoszenia i przekształcania ruchu. Aby to zilustrować, spójrzmy na inny przykład.

W przypadku sprężarki tłokowej, która przeznaczona jest do wytwarzania sprężonego powietrza, energia mechaniczna potrzebna do tego procesu dostarczana jest na obracający się wał korbowy 1 i przez korbowód 2 przeniesiony na tłok 3, ruchu posuwisto-zwrotnego w górę i w dół wewnątrz cylindra roboczego C(patrz ryc. 1.2). Gdy tłok porusza się w dół, powietrze jest zasysane z atmosfery; podczas ruchu w górę powietrze jest najpierw sprężane, a następnie pompowane do specjalnego zbiornika. Wymagane ruchy to ciągły ruch obrotowy wału i ruch posuwisto-zwrotny tłoka. Dlatego do ich realizacji konieczne jest przekształcenie ruchu wału na ruch tłoka, co realizuje mechanizm sprężarki, zwany korbą-suwakiem. Dlatego mechanizm sprężarki jest znacznie bardziej złożony niż mechanizm silnika elektrycznego, który nie przetwarza ruchu. Mechanizm korbowo-suwakowy nie składa się już z dwóch, ale z czterech ogniw: trzech ruchomych 1, 2, 3 i jedną stałą rzecz, którą jest ciało 4 sprężarka (patrz rys. 1.2).

Połączone ze sobą ogniwa mechanizmu korbowo-suwakowego tworzą pary 1/4, 1/2, 2/3, 3/4. Ogniwa stykają się ze sobą w łożyskach A, W I Z, a dodatkowo tłok styka się ze nieruchomą powierzchnią cylindra roboczego C. Wszystkie te połączenia pozwalają linkom poruszać się względem siebie: link 1 obraca się względem łącza 4, połączyć 2 obraca się względem łącza 1, od kąta ABC zmiany podczas ruchu itp. Zatem układ ciał sztywnych (1 – 2 – 3 – 4) posiada wszystkie cechy, które z definicji muszą być nieodłączne od mechanizmu, a zatem jest mechanizmem.

Rozważany mechanizm korbowo-suwakowy ma szerokie zastosowanie: znajduje zastosowanie w stacjonarnych i okrętowych silnikach spalinowych, rozpierakach tłokowych i pompach hydraulicznych, maszynach technologicznych, transportowych (samochody, ciągniki, lokomotywy spalinowe) i wielu innych maszynach.

Zatem pojęcie „mechanizmu” jest szersze niż „podstawa kinematyczna maszyny”. Przede wszystkim mechanizm stanowi podstawę kinematyczną nie tylko maszyn, ale także wielu przyrządów i aparatury (żyroskopy, regulatory, przekaźniki, styczniki, elektryczne przyrządy pomiarowe, automatyczne urządzenia zabezpieczające itp.). Ponadto wiele mechanizmów istnieje niezależnie, nie odnoszących się konkretnie do żadnej maszyny, nie stanowiąc jej integralnej części. Należą do nich mechanizmy przekładniowe (reduktory, wariatory, przekładnie i inne przekładnie), łączące poszczególne maszyny w całe zespoły.

Podsumowując, podajemy definicje niektórych terminów z teorii mechanizmów i maszyn. Połączyć– ciało sztywne uczestniczące w zadanej transformacji ruchu. Połączenie może składać się z jednej części lub kilku części, które nie poruszają się między sobą względnie. Szczegół- produkt, którego nie można podzielić na mniejsze części, nie uniemożliwiając im pełnienia swojej funkcji. Element mechanizmu- stały, ciekły lub gazowy składnik mechanizmu zapewniający interakcję jego części, które nie stykają się ze sobą bezpośrednio. Para kinematyczna– połączenie dwóch sztywnych korpusów mechanizmu, umożliwiające ich określony ruch względny.