ш в и д к і с т ю л а н к и і з а к о е ф і ц і є н т о м з м і н и с е р е д н ь о ї ш в и д к о с т і в и х і д н о ї л а н к и
Кривошипно – коромисловий механізм. Задані довжина вихідної ланки l3 і координати g1 і g2 його крайніх положень (рис. 9.7). Різниця g2 - g1 = b є кутовим ходом (розмахом) вихідної ланки. Кривошип АВ обертається рівномірно, а його центр обертання в деякій, поки що невідомій , точці А на осі x.
 |
Рух коромисла з положення 1 у положення 2 візьмемо за прямий хід, а рух у протилежному напрямку – за зворотний хід.
Треба спроектувати кінематичну схему механізму, для якого відношення середніх кутових швидкостей вихідної ланки при
зворотному й прямому ходах дорівнює деякій заданій величині 
(коефіцієнт зміни середньої швидкості вихідної ланки).
На рис. 9.7 зображені два крайні положення механізму, в кожному з яких кривошип і шатун розташовуються по одній прямій; кут між цими двома положеннями АС1 і АС2 позначений літерою q. З креслення витікає, що за час прямого ходу tпр кривошип повернеться на кут (1800 + θ), а за час зворотного ходу tзвор – на кут (1800 - θ). Таким чином, при рівномірному обертанні кривошипа
, звідки 
.
Якщо кутовий хід β поділити прямою DE навпіл й через точку C2 провести пряму C2F, що складає кут θ з напрямком DE то вона перетнеться з останнім у деякій точці F. Коло радіусом lFC2 = r буде геометричним місцем шуканих центрів обертання кривошипа A, оскільки в будь-якій точці цього кола вписаний кут ÐC1AC2 дорівнює половині центрального кута Ð C1FC2 =2θ, що опирається на ту ж дугу C1C2, й, таким чином, дорівнює θ. Точка А перетину цього кола з віссю абсцис згідно вхідним даним задачі буде центром обертання кривошипа. Після цього задача зводиться до синтезу механізму за двома крайніми положеннями ланки 3 ( див. § 9.2) ; довжини кривошипа l1 й шатуна l2 визначаються за формулами (11.4).
Якщо в спроектованому механізмі максимальний кут тиску більше припустимого, слід вибрати інше положення центра обертання кривошипа на колі радіуса r (вище точки А).
Кривошипно - повзунний механізм.При проектуванні машин інколи задають середню швидкість повзуна (поршня) vсер (м/с). Для центрального кривошипно – повзунного механізму (рис.9.2,а) подвійний хід повзуна, що відповідає одному повному оберту кривошипа, 2h = 4l1.
Якщо частота обертання кривошипа дорівнює n (1/с), то
vсер = 2hn = 4l1n, звідки довжина кривошипа (м) l1 = vсер /(4n).
Потім за заданою величиною λ2 = l2 / l1 можна визначити й довжину шатуна l2.
Механізм з коливальною кулісою. Шестиланковий кулісний механізм (рис.9.8,а) перетворює обертальний рух кривошипа 1 у зворотно – поступальний рух повзуна 5, при цьому середня швидкість vзвор повзуна при зворотному ході більше у Кv разів середньої швидкості vпр прямого ходу. Вхідими даними є хід h вихідної ланки 5 й коефіцієнт зміни його середньої швидкості Кv = vзвор / vпр.
Наприклад, у стругальних станках виріб обробляється в одному
напрямку із заданою швидкістю різання, а холостий (зворотний) хід різального інструмента здійснюється з більшою середньою швидкістю; в цьому випадку Кv > 1.
Коефіцієнт Кv і кут β розмаху (кутовий хід) куліси зв’язані (при ω1 = const) залежністю
, звідки 
.
Довжину куліси визначають з розгляду її крайнього положення за формулою
.
В середньому (вертикальному) положенні куліси CD довжини ланок l3 , l6 = lAC (стійки) і l1 = lАВ зв’язані співвідношенням
l3 = l6 + l1 + а, (9.13)
де розмір а вибирають конструктивно з метою більш повного використання довжини куліси. З другого боку, з прямокутного DАВС
l1 = l6 sin( β / 2). (9.14)
Підставлення значення l1 у вираз (9.13) дає довжину стійки (міжосьову відстань)
Після обчислення l6 можна за формулою (9.14) визначити l1 ; для механізмів даного типу l6 / l1 ≥ 2.
При ведучому кривошипі кут тиску при передачі зусилля від кулісного повзуна 2 до куліси 3 υ32 = 0, що є достоїнством кулісних механізмів. Для забезпечення найменших кутів тиску при передачі зусилля від ланки 4 до веденого повзуна 5 доцільно положення осі xx вибирати так, щоб вона ділила висоту сегмента f навпіл. Тоді з прямокутного DNDE довжина ланки 4
,
де f = l3 - l3 cos(β / 2); в цьому випадку буде забезпечено співвідношення υmax ≤ υдоп .
Відстань між віссю обертання куліси й віссю напрямляючої повзуна 5 визначають за формулою
.
Використовують і другий варіант двоповодкової групи ланок 4, 5 з двома поступальними та одною обертальною парами (рис.9.8,б). За кутами тиску цей варіант краще попереднього : υ54 = 0.
Механізм з обертальною кулісою. Схема найбільш часто зустрічаючого варіанту такого механізму зображена на рис.9.8,в.
Вхідні дані: довжина l1 = lАВ кривошипа, хід h повзуна 5 та коефіцієнт зміни його середньої швидкості Kv = vзвор / vпр >1.
Прямий хід повзуна 5 здійснюється при повороті кривошипа 1 на кут φпр = 1800 + θ, зворотний – при повороті кривошипа на кут φзвор = 1800 – θ. Тому при ω1 =const
, звідки .
Відстань l6 = lАС між осями обертання кривошипа 1 і куліси 3 з ∆АВ1С визначається за формулою l6 = l1 sin( θ / 2); для механізмів даного типу l1 / l6 ≥ 2.
Крайні положення точки Е повзуна (Е1 і Е2) визначаються положеннями точки В (В1 і В2), коли напрямки куліси 3 і шатуна 4 співпадають, тому довжина кривошипа CD ; lCD = h / 2.
Довжина шатуна 4 повинна бути такою, щоб максимальна величина кута тиску v = v54 не перевищувала припустимого значення vдоп , тому l4 ≥ h / (2 sin υдоп).
Подовжувати шатун 4 вище отриманої межі не слід, тому що це збільшить габарити усього механізму. Для отримання найменших зусиль в кулісній парі 2-3 бажано вибирати довжину кривошипа 1 якомога більшою, однак слід враховувати, що при цьому збільшуються габарити механізму.
Література
1 Артоболевський І.І. Теорія механізмів і машин: Підр. для втузів. – 2-е видання, перероб. та доп. – К.: Наука.1975.-640с.
2 Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов .-4-е изд., перераб. и доп. – М.: Наука. Гл. ред. Физ.-мат. Лит.,1988. – 640с.
3 Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов/К.В.Фролов, С.А.Попов, А.К.Мусатов и др.; Под ред. К.В.Фролова.-М.: Высш.шк.,1987.-496 с.: ил.
4 Теорія механізмів і машин. Термінологія./Укл. Б.М.Кутепов.-Запоріжжя: ЗМІ, 1993. – 23 с.
Зміст
1 Побудова механізмів……………………………………..……..3
1.1 Основні визначення…………………………………..………..3
2 Класифікація кінематичних пар………………………..………6
3 Класифікація кінематичних ланцюгів…………………..……..8
4 Структурні формули механізмів…………………..….……….10
5 Утворення механізмів за Ассуром…………………….………12
6 Заміна вищих пар нижчими в плоских механізмах………….15
7 Надлишкові в’язі та зайві ланки……………………… …….. 19
8 Локальні надлишкові в’язі в кінематичній парі…………………23
9 Синтез кінематичних схем механізмів з нижчими парами……..26
9.1 Умова існування кривошипу в плоских
чотириланкових механізмах…………………………………….27
9.2 Синтез чотириланкових механізмів за
двома положеннями ланок……………………………………..28
9.3 Синтез чотириланкових механізмів за трьома положеннями ланок…………………………………………………………….34
9.3 Синтез механізмів за середньою швидкістю ланки
і за коефіцієнтом зміни середньої
швидкості вихідної ланки……………………………………..38