План прискорення механізму - це плоский пучок векторів, які зображують абсолютні прискорення точок ланок механізму, а відрізки, що з’єднують кінці вказаних векторів, зображують відносні прискорення відповідних точок.

Повне прискорення точки А складається з двох складових: нормального прискорення і тангенційного прискорення . Вектор нормального прискорення є паралельним до лінії ОА, а вектор дотичного прискорення напрямлений перпендикулярно до ОА в бік обертання кривошипа.

Прискорення точки А, як точки, яка здійснює обертовий рух:

; , бо 1=0c-2.

.

Приймаємо точку Ра за полюс плану прискорень. Відкладаємо вектор, який зображує нормальне прискорення точки А у вигляді відрізка pan1. Визначаємо масштабний коефіцієнт плану прискорень:

Вибираємо масштабний коефіцієнт плану прискорень:

Прискорення точки В визначимо з наступної системи рівнянь:

,

вектори нормальних прискорень визначаємо за формулами:

,

Довжини цих векторів на плані прискорень відповідно становлять:

Прискорення точки С рівне нулю і на плані ця точка лежить у полюсі.

Вектор напрямлений по лінії АВ до точки А, а вектор - по лінії ВС до точки С, як до центра обертання. Вектори дотичних прискорень проводимо відповідно через точки п2 і п3 перпендикулярно до нормальних прискорень. Перетин цих ліній визначає точку b- кінець вектора шуканого прискорення.

Кутові прискорення ланок 2 і 3 визначимо за формулами:

Для визначення напрямків кутових прискорень і переносимо вектори і в точку b і дивимося в який бік обертають ці вектори дані ланки відносно точок А і В.

Для знаходження прискорення точки Е5, яка належить повзуну 5, записуємо векторне рівняння: , де

Розв'язуємо дане векторне рівняння графічним способом.

З точки D проводимо паралельну лінію до ланки DЕ напрямлену від D до Е довжиною . З точки n4 проводимо перпендикуляр до ланки DЕ до перетину з вертикаллю та отримуємо точку Е. аЕ=Раеа=125,712 м/с2.

Кутове прискорення ланки 4 визначимо за формулою:

Враховуючи, що центри мас знаходяться в геометричних центрах відповідних ланок і використавши теорему подібності одержуємо:

аS2= Pаs2а=88,42 м/с2; аS3= Pаs3а=66,36 м/с2;

аS4= Pаs4а= 125,33 м/с2;

1.7 Визначення реакцій в кінематичних парах механізму

(для останньої кінематичної пари)

Силовий аналіз плоских механізмів зводиться до силового аналізу структурних груп, які утворюють цей механізм. Перед силовим аналізом виконується кінематичний, в результаті якого визначаємо положення і прискорення ланок та їх структурних груп.

Силовий аналіз механізмів здійснюється в послідовності, оберненій до кінематичного дослідження. Починається такий розрахунок з групи, що останньою приєднується до механізму і закінчується вхідною ланкою.

Відомі маси всіх ланок механізму і всі моменти інерції.

Визначаємо сили інерції Фі та моменти Мфі сил інерції ланок. Прискорення центрів мас і і ланок відомі з кінематичного аналізу механізму.

Ланка 4: Ф4=m4as4=1,414125,33=2456,46 Н

G4=m4g=1,4149,81=192,27 Н

M4=JS44= Нм

Ланка 5: Ф5=m5as5=19125,712=2388,53 Н

G5=m5g=219,81=206,01 Н

Виділяємо структурну групу, складену з ланок 4 і 5 і викреслюємо структурну групу 4-5 в контрольному положенні в масштабі. Масштабний коефіцієнт становить: Структурна група 4-5 є структурною групою другого виду. Ланки структурної групи з’єднані між собою обертальною кінематичною парою, а приєднуючись до кінематичного ланцюга утворюють одну обертальну і одну поступальну пари.

Показуємо всі сили, що відносяться до ланок: і момент МФ4, а також реакції в розірваних кінематичних парах D і В.

Записуємо рівняння суми моментів по ланці 4 відносно точки D:

Звідки Н

Знак “мінус” означає, що ця сила спрямована в протилежну сторону.

Складаємо векторне рівняння сил по всій структурній групі:

Масштабний коефіцієнт плану сил становить:

Будуємо план сил, з якого знаходимо нормальну складову і повні реакції та . Для знаходження плеча h05 записуємо рівняння суми моментів по ланці 5 відносно точки Е: - отже реакція R05 проходить через точку Е.

З плану сил визначаємо: =11221,5 Н =521,62 Н

1.8 Побудова графіків зведених моментів сил опору в залежності від кута повороту вхідної ланки

Визначаємо числові значення зведеного моменту сил корисного опору за формулою: результати заносимо в таблицю 1.3. Для побудови графіка вибираємо систему координат Мзв-. По осі абсцис відкладаємо відрізок ОМ=240 мм. Масштабний коефіцієнт становить:

Вибираємо масштабний коефіцієнт для заданої діаграми і визначаємо ординати точок за формулою .

Таблиця .3

Положення | F к.о. (Н) | Мзв, Н*м | іі/, мм

0 | 0 | 0 | 0 | 0

1 | 4,848 | 3000 | 808 | 40,4

2 | 5,808 | 3000 | 968 | 48,4

3 | 5,194 | 3000 | 865,6667 | 43,28333

4 | 3,363 | 3000 | 560,5 | 28,025

5 | 1,578 | 3000 | 263 | 13,15

6 | 0,162 | 3000 | 27 | 1,35

7 | 0 | 0 | 0 | 0

8 | 0 | 0 | 0 | 0

9 | 0 | 0 | 0 | 0

10 | 0 | 0 | 0 | 0

11 | 0 | 0 | 0 | 0

0 | 0 | 0 | 0 | 0

1.9 Побудова діаграми робіт сил корисного опору

Дану діаграму будуємо шляхом числового інтегрування діаграми зведеного моменту сил корисного опору. Побудувавши графік сумарного зведеного моменту сил опору і сил ваги викреслюємо графік роботи сил опору і сил ваги. Для цього вибираємо нову систему координат і відкладаємо по осі абсцис такий же відрізок ОМ, як і на попередньому графіку. Розбиваємо його на 12 рівних частин.

Розглянемо два положення механізму з номерами і-1 та і, яким відповідає обертання кривошипа на кут =і-і-1. Зведені моменти сил опору в цих положеннях відповідно мають значення (М0зв)і-1 та (М0зв)і. Робота сил опору на цьому відрізку дорівнює: , а за період від початку циклу .

Результати розрахунків представлені в таблиці 1.4.

За результатами розрахунків побудований графік А0()- графічна частина.

Масштабний коефіцієнт побудованої