Кинематическая схема механизма: Кинематические схемы механизмов преобразования движения

Содержание

Кинематические схемы механизмов преобразования движения

Зубчатый механизм с эллиптическими колесами

Примером механизма с использованием эллиптических колес является роторно-лопастной двигатель Стерка Мартина [36]. Устройство двигателя приведено на рисунке.

Механизм состоит двух роторов с лопастями. Каждый ротор жестко соединен с эллиптической шестерней. Шестерни сдвинуты на угол 60 град относительно оси вращения. Две дополнительные шестерни обеспечивают синхронизацию вращения шестерен соединенных с роторами.
Механизмы использующие зубчатое зацепление допускают сравнительно малые нагрузки на валы и опоры, требуют высокой точности передачи, имеют сравнительно большую стоимость изготовления. Механизмам присущи шум, вибрации, низкая демпфирующая способность.

Планетарные кривошипные механизмы и механизмы, выполненные с использованием некруглых зубчатых колес, имеют недостаточно малый угол схождения лопастей, что не позволяет обеспечить необходимую степень сжатия. Кривошипно-планетарные механизмы не достаточно уравновешены. При меняющемся моменте на зубчатой передаче имеются проблемы с передачей нагрузки через зубчатое соединение.

Планетарный механизм

Рассмотрим кинематическую схему планетарного механизма на примере механизма предложенного Гридиным [34]. Кинематическая схема механизма приведена на рисунке.

Механизм выполнен в виде зубчатой передачи с внешним или внутренним зацеплением, колесо которой жестко связано с лопастным ротором. Шестеренка располагается с торца двигателя, имеет неподвижную ось вращения и жестко связана с кривошипом, на полуоси которого крепится ползун, скользящий по направляющей, жестко закрепленной на валу, который имеет неподвижную ось вращения, находящуюся между осью шестеренки и полуосью кривошипа, и кинематическое соединение с ведущим валом. Кинематическое соединение осуществляется через жесткое крепление валов с направляющими на выходном валу или через зубчатую передачу двух и более зубчатых колес, одно из которых жестко закреплено на ведущем валу, а другие – на валах с направляющими. Каждая пара лопастных роторов имеет одну и более шестеренок с кривошипом, расположенных на одной торцовой крышке корпуса или на двух противоположных, и соответствующее количество валов с направляющими. Механизм лишен вибраций, так как в его конструкции все детали уравновешиваются.

Эпициклоидальный механизм

В основе данного механизма лежит организация движения основных точек механизма по эпициклоиде [38]. Упрощенная кинематическая схема механизма представлена на рисунке.

Механизм состоит из двух зубчатых шестерен – главной и сателлита. В шестерне сателлита на расстоянии h от центра O1 закреплена вершина A ромбического рычажного механизма. В качестве основного угла в модели принят угол между диагональю AO и осью X – угол поворота.
Для описания движения точек A и C используется каноническое уравнение эпициклоиды

.
где R1 – радиус главной шестерни; R2 – радиус шестерни сателлита; h – расстояние от центра сателлита до точки A; mr – соотношение радиусов R2 и R1.

Анимация движения

Планетарно-кривошипный механизм

Механизм состоит из планетарной передачи – внешней (главной) и внутренней (сателлит) шестерен с зубчатым зацеплением, шатуна, четырехзвенного равноплечного ромбоида и двух рычагов-лопастей.

Внутренняя шестерня планетарной передачи совершает вращательное движение относительно основного центра механизма (точка О). Кроме того, внутренняя шестерня совершает вращательное движение относительно своего центра (точка О1). Радиусы шестерен R1 и R2 для внешней и внутренней шестерен соответственно. Центр механизма и центр внутренней шестерни соединены жесткой связью – водилом (O-O1), через которую может осуществляться передача механического момента на выходной вал механизма.

На внутренней шестерне имеется точка закрепления шатуна (точка К) которая находится на расстоянии R3 от центра О1. Другая вершина шатуна имеет соединение в одной из вершин ромбоида (точка C). Конструкция O1-K-C представляет собой кривошипный механизм.
Два рычага-лопасти закреплены в серединах плеч ромбоида. Через рычаги осуществляется передача входного момента через вершину ромбоида внутренней шестерне планетарной передачи.

Рычажный механизм с вращающимися рычагами

В основе механизма положен принцип известного механизма Рейснера [39]. Была произведена модификация путем добавления второго вращающегося рычага. На рисунке 3.22 представлена упрощенная кинематическая схема механизма.

Механизм состоит из двух рычагов-лопастей (B1-B3 и B2-B4), которые могут вращаться относительно центра O. C концами рычагов-лопастей шарнирно соединены две тяги-плечи (A-B1, A-B2). Два вращающихся рычага (O1-A и O2-B) имеют центры вращения O1 и O2 соответственно, отстоящие на некотором расстоянии от центра вращения механизма O. Вторые концы вращающихся рычагов шарнирно соединены с точками соединения тяг-плеч.
В качестве основного угла для расчетов принят угол – угол между вращающимся рычагом O1-A и осью X. Полный цикл механизма имеет период 720 град. Выходной момент в данном механизме снимается с вращающихся рычагов.

Анимация движения

Рычажно-кулачковый восьмизвенный механизм

Механизм состоит из двух рычагов-лопастей (B1-B3 и B2-B4) и восьми плеч (A-B1, B1-B, B-B2, B2-C, C-B3, B3-D, D-B4, B4-A) и кулачка. Траектория движения точек A, B, C, D определяется формой кулачка. Длина рычагов-лопастей равна 2*L1, длина плеч равна L2. Входной момент подается на рычаги-лопасти, выходной момент может сниматься с диагоналей A-C и B-D.
Анализ данной кинематической схемы показывает, что механизм обеспечивает все основные функциональные требования к преобразователю движения. В траектории движения имеются участки при -70 град< <+70 град, которые приближены к окружности, что позволяет установить на этих участках вместо кулачка подшипники. Однако, при определенных углах скорости и ускорения имеют критические переходы.

Рычажно-кулачковый четырехзвенный механизм

Механизм состоит из ромбоида и кулачка. Ромбоид состоит из четырех шарнирно связанных плеч одинаковой длины L (AB, BC, CD, DA). К серединам плеч шарнирно закреплены рычаги лопастей (С1-С3 и С2-С4). Движение точек A, B, C, В определяется специфической формой кулачка.

Анимация движения

Критерии выбора механизма преобразования движения

Число рабочих тактов при двух оборотах выходного вала (тактность двигателя)
Равенство продолжительности рабочих тактов на одном обороте выходного вала

Поддержание постоянства угловой скорости выходного вала
Степень сжатия – отношение максимального рабочего объема к минимальному рабочему объему
Реверсивность механизма, т.е. возможность изменения направления вращения выходного вала
Обратимость механизма, т.е. возможность передачи момента как с входа на выход, так и с выхода на вход
Плавность хода и безударность (достигается при гармоническом законе изменения перемещений, скоростей и ускорений элементов преобразователя движения)
Уравновешенность преобразователя движения (приводит к уменьшению вибрации)
Возможность реализации простой схемы газораспределения, т.е. впускные и выпускные окна располагаются в корпусе двигателя, при этом не требуется наличие внешних клапанных систем
Простота конструкции, т.е. отсутствие сложных кинематических пар, зубчатых зацеплений, сферических шарниров и т.п.
Простота изготовления: отсутствие прецизионных деталей, наибольшее количество однотипных деталей, использование недорогостоящих материалов
Значение коэффициента передачи момента, т.е. отношение движущего момента на выходном валу к рабочему моменту на входе преобразователя движения
Массогабаритные показатели
Механический КПД

Сравнительный анализ показывает, что наиболее подходящим является
четырехзвенный рычажно-кулачковый механизм.

Псков, 2009

Вернуться

Построение кинематических схем – Энциклопедия по машиностроению XXL

Для построения кинематической схемы механизма рекомендуется следующая последовательность действий. [c.15]

В курсе ТММ изучают методы построения кинематических схем механизмов и методы их анализа. Поэтому в дальнейшем мы будем рассматривать только кинематические схемы механизмов (и машин), отвлекаясь от различий в конструктивном оформлении их звеньев. [c.30]

Построение кинематических схем начинается с неподвижных элементов кинематических пар неподвижных осей шарниров и направляюш,их. Относительное положение этих элементов рекомендуется координировать относительно ведущего звена механизма— пара А на рис. 18. Выбрав одно из положений этого звена (кривошипа АВ), методом засечек определяют положение осей всех кинематических пар и звеньев механизма (рис. 18). Положение кривошипа АВ надо выбрать так, чтобы кинематическая схема получилась возможно более наглядной. Схема вычерчивается в масштабе, чтобы ее можно было разместить на чертеже. [c.30]

Рекомендуется, особенно в отношении сложных механизмов, проверять правильность построения кинематических схем путем подсчета числа их степеней свободы по структурной формуле (1,8). [c.30]

При изучении движения звеньев механизма составляют кинематическую схему механизма, которая является его изображением. На кинематической схеме в условных обозначениях показывают кинематические пары и звенья, отвлекаясь от особенностей в конструктивном оформлении их. Кинематическая схема строится в выбранном масштабе с соблюдением всех размеров и форм, при изменении которых изменяются положения, скорости и ускорения точек звеньев механизма. Построение кинематических схем начинают с неподвижных осей шарниров и направляющих и относительное положение их координируют относительно ведущего звена механизма. [c.20]

При таких ограничениях построение кинематической схемы ( раскатка ) шпиндельной коробки представляет собой сложную задачу. Указанная задача имеет много решений, оптимальным из которых следует считать такое, которое обеспечивает наименьшие затраты на изготовление шпиндельной коробки. [c.64]

В дальнейшем, поскольку предметом нашего внимания является построение кинематической схемы, но отнюдь не те элементы, из которых она складывается, мы будем рассматривать принятые закономерности и приемы их использования не изолированно, а, как правило, при показе предлагаемых кинематических схем. Мы будем также рассматривать устройства, которые имеют самостоятельное значение, но могут входить в сложные кинематические схемы в качестве их составных частей. [c.12]

Пусть, например, в намеченной к построению кинематической схеме механизма предусматриваются высшие пары. В отличие от низших кинематических пар, характеризующихся” тем, что образующие их элементы звеньев соприкасаются по поверхностям, касание в высших кинематических парах происходит по линиям и точкам. Таким образом, вне зависимости от того, предполагается ли проектирование кулачкового механизма или, например, зубчатого устройства, обоснованный выбор и тщательная отработка профиля сопрягаемых элементов звеньев являются необходимостью и составляют главную задачу в синтезе механизмов с высшими парами. [c.12]

При выполнении требований, предъявляемых к механизму техническим заданием на проектирование, владение приемами геометрических преобразований приобретает исключительно большое значение. Как указывалось выше, с помощью геометрических преобразований, осуществляемых в построенной или намеченной к построению кинематической схеме, можно не только изменить кон- [c.28]

В построенной кинематической схеме общее число звеньев [c.39]

Число возможных модификаций каждой построенной кинематической схемы необозримо велико, поэтому ограничимся приведенными примерами. [c.40]

Принцип построения кинематических схем разберем на примере схемы стреловой лебедки башенного крана КБ-100 (рис. [c.69]

Чтобы уяснить принцип построения кинематических схем, разберем кинематическую схему стреловой лебедки башенного крана КБ-100 (рис. 48). [c.70]

Принцип построения кинематических схем разберем на примере схемы стреловой лебедки башенного крана КБ-100 (рис. 44). Любую кинематическую схему начинают рассматривать с привода. В приве- [c.68]

Рнс. 27. Построение кинематической схемы рычажной системы [c.187]

Общую компоновку, выбор и построение кинематической схемы самоходных виброкатков производят аналогично каткам статического действия. [c.253]

Для построения кинематической схемы механизма в положении, [c.16]

Синтез шарнирно-рычажного механизма. Используя методы синтеза механизмов с низшими парами, изложенные в гл. И, а также краткие указания к заданиям данной главы, определить размеры шарнирно-рычажного механизма, которые не даны в проектном задании и которые необходимы для построения кинематической схемы этого механизма. [c.201]

Рассмотрим последовательность построения кинематической схемы простейшего двигателя внутреннего сгорания (см. рис. 1). Кинематическая пара поршень—цилиндр условно изображена на рис. 1, б. Кривошип и коленчатый вал соединены жестко и представляют собой одно звено, совершающее вращательное движение относительно корпуса двигателя. Пара кривошип — корпус условно изображена на рис. 1, в. Объединив кинематические пары с шатуном (рис, 1, г), получаем кинематическую схему двигателя (рие. 1, д). [c.10]

Построенная кинематическая схема станка должна удовлетворять следующим требованиям. [c.60]

Практика эксплуатации оборудования показывает, что один и тот же технологический процесс можно реализовать на автоматических машинах с различными вариантами построения кинематической схемы и системы управления. Однако анализ множества конструкций машин, автоматически выполняющих технологический процесс, показывает общность принципиальных и конструктивных решений, методов расчета и выбора системы управления, о позволяет сформулировать общие закономерности проектирования, широко использовать опыт автоматостроения одних отраслей в смежных. [c.3]

ПОРЯДОК ПОСТРОЕНИЯ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ [c.5]

Ознакомиться с принципом действия механизма и составить его геометрическую характеристику, под которой понимается совокупность геометрических параметров, необходимых и достаточных для построения кинематической схемы механизма. Параметры, составляющие геометрическую характеристику плоского механизма, следующие [c.5]

Пример построения кинематической схемы механизма показан на фиг. 1. 2, а. [c.7]

Общее количество кинематических схем резания, основанных не более, чем на трех элементарных движениях, равно 282. Возможно построение кинематических схем резания, основанных на четырех и более элементарных движениях. Однако увеличение количества движений в кинематической схеме резания до четырех и более чрезмерно усложняет конструкцию металлорежущего станка, на котором такие схемы могут быть реализованы. [c.148]

В основу построения кинематических схем планетарных редукторов могут быть положены три различные структурные схемы (схемы 2—4 в табл. 19.2). В дальнейшем будут рассмотрены редукторы, составленные из планетарных механизмов с одновенцовыми сателлитами, как болсс простых в конструктивном исполнении и имеющих, кроме того, меньшие осевые габариты. Передаточное отношение, которое можно воспроизвести одним таким планетарным механиз- [c.339]

Во второй задаче ответ ищут в ином виде. Находят одно или несколько возможных построений кинематической схемы коробки, являющихся в некотором смысле наилучшими. Окончательное решение получают в виде рисунка схемы коробки. Дело в том, что структурная схема не устанавливает порядка расположения механизмов в кинематической схеме. Следовательно, последняя может быть построена при расположении механизмов в различной последовательности. При этом часто оказывается, что сложную схему (например, много трубчатых валов), полученную при одной последовательности расположения механизмов, удается значительно упростить при каком-либо другом их расположении. В другом случае при ином размещении планетарных механизмов вообще не удается построить кинематическую схему. Однако это еще не означает, что для выбранных структурных схем вообще нельзя построить кинематическую схему. Решение второй задачи (построение кинематических схем по результатам первого этапа синтеза) проще всего достигается построением переходной [6, с. 163] или эскизной [44, с. 23] схемы. [c.392]

Рис. 21.1. Процесс построения кинематической схемы

Обычно перед построением кинематической схемы строят структурную схему, на которой толстыми линиями показываются основные звенья планетарного ряда, а тонкими линиями показывают соединения звеньев между собой, тормоза обозначаются V и фрикционы сдвоенными треугольниками >[c.100]

Указанные преобразования упрощают составление кинематических схем и построение планов скоростей и ускорений групп, не изменяя кинематики исследуемых групп. [c.92]

По построению кинематической схемы и характеру привода узлов многорезцовые станки могут быть подразделены на 1) имеющие механический привод всех движений 2) имеющие механический привод основных движений и гидрофицированный привод вспомогательных и 3) имеющие механический привод главного движения и гидрофициров а н н ы й привод подач. [c.284]

Для построения кинематической схемы передачи необходимо прежде всего задать или определить следующие основные параметры внешние диаметры звездочек Dei и в2> предварительное межцентроэое расстояние Ло. расположение передачи в пространстве. [c.76]

Существенно отметить, какие параметры схемц являются исходными. Входной информацией при построении кинематической схемы [c.24]

Как правило, расчету электрома1 нитной системы предшествует построение кинематической схемы аппарата (рис. 91), на основании которой строятся или задаются характеристики противодействующих и рабочих [c.110]

Кинематические схемы механизмов подъема дают возможность проследить способ передачи вращения от электродвигателя к приводным деталям механизма (барабану лебедки, канатоведущему шкиву и т. д.). Чтобы уяснить принцип построения кинематических схем, разберем кинематическую схему лебедки Т-224В (рис. 3), используемой в механизме подъема подъемника С-953. Любую кинематическую схему начинают рассматривать с привода. В приведенном примере приводом служит электродвигатель 1 на лапах, которыми он крепится к станине. Вал 2 электродвигателя соединен с помощью эластичной муфты 4 с входным (ведущим) валом 5 редуктора типа РМ-350-1И-4 с передаточным отношением 31,5. Одна из полу-муфт эластичной муфты является шкивом колодочного тормоза 3. [c.10]

В станках для скоростной обработки, с высокими Ч1 слами оборотов шпинделей, в последнее время находит применение следующий приицнп построения кинематической схемы привода главного движения верхние (высокие) числа оборотов шпинде [я нотучаются через [c.73]

Методику построения кинематических схем ]едукчи 1ин рассмотрим ка примере структуры, содержащей два параллельно соединенных друг с другом планетарных механизма (схема 4, табл. 19.2). Передаточное отношение редуктора [c.341]

При решении вопроса о возможности построения кинематической схемы коробки передач различают две задачи [33, с. 168]. Для решения первой задачи, является ли схема геометрически совместной, ищут ответ в виде да или нет. В настоящее время существуют удобные алгоритмы, основанные на применении математического аппарата теории плоских графов [77], решающие эту задачу. Известны способы, использующие символические схемы и изображедия [82]. [c.392]

Покажем на примере структурной схемы КП3233-(4) по варианту 2 порядок построения кинематической схемы (второй этап проектирования).. В процессе построения выясним и возможность геометрической совместности коробкн. [c.410]

Для определения положений звеньев механизма строят его кинематическую схему, которая при графическом исследовании должна быть построена в заранее выбранном масштабе. Условимся масштабш,1й коэффициент построения схемы механизма обозначать через р-ь что означает число метров натуры, соответствующее одному миллиметру схемы, т. е. 1 мм [Ч м. Таким образом, если необходимо определить истинную длину какого-либо отрезка, изображенного на схеме, надо измерить отрезок в миллиметрах и результаты измерения помножить на выбранную вели -чину [c.73]

Возможные кинематические схемы цилиндрического бипланетарного механизма

Библиографическое описание:

Закирова, Д. А. Возможные кинематические схемы цилиндрического бипланетарного механизма / Д. А. Закирова. — Текст : непосредственный // Молодой ученый. — 2017. — № 6 (140). — С. 40-41. — URL: https://moluch.ru/archive/140/38669/ (дата обращения: 09.03.2021).

На рисунке, а представлен бипланетарный механизм, состоящий из трех планетарных контуров [1]. Обозначим эти контуры А, В, С соответственно. Планетарный механизм А образуется из звеньев 1, 4 и 6; В ― из звеньев 1, 2 и 5;С―из звеньев 2, 3, и 4, в котором водило-сателлит 2 является сателлитом первой ступени, 3―сателлитом второй.

Кинематические схемы бипланетарных механизмов, аналогичных указанному на рисунке, а, будем считать полными. Наряду с полными существуют частные кинематические схемы. Например, при отсутствии планетарного контура А (за счет ликвидации звена 4) или В (за счет ликвидации звеньев 5 и 2) механизм также будет бипланетарным.

Каждый из приведенных планетарных контуров может иметь три варианта сцепления сателлита с центральным колесом [2]:

Комплекс вариантов позволяет создать следующие неповторяющиеся варианты кинематических схем полного бипланетарного механизма (рисунок, а):

A₁B₁C₁	A₂ B₁ C₁	A₃ B₁ C₁
A₁B₂C₁	A₂ B₂ C₁	A₃ B₂ C₁
A₁B₃ C₁	A₂ B₃ C₁	A₃B₃ C₁
A₁B₁ C₂	A₂ B₁ C₂	A₃ B₁ C₂
A₁ B₂ C₂	A₂B₂ C₂	A₃ B₂ C₂
A₁B₃ C₂	A₂ B₃ C₂	A₃ B₃ C₂
A₁ B₁C₃	A₂B₁ C₃	A₃ B₁ C₃
A₁ B₂ C₃	A₂ B₂ C₃	A₃ B₂ C₃
A₁ B₃ C₃	A₂ B₃ C₃	A₃ B₃ C₃

Например, рисунок, а соответствует кинематической схеме A₁ B₂C₁.

Частный бипланетарный механизм, представленный на рисунке, б, состоит из двух (ранее рассмотренных) планетарных контуров А и С. Его возможные варианты следующие:

A1 C1	A2 C1	A3 C1
A1 C2	A2 C2	A3 C2
A1 C3	A2 C3	A3 C3

Нетрудно заметить, что указанные варианты получаются из приведенных выше путем подстановки в них В=0.

На основе данных вариантов формулу для определения числа возможных кинематических схем бипланетарного механизма можно выразить в виде В=Кⁿ, где В―число возможных кинематических схем бипланетарного механизма; К―количество возможных кинематических схем каждого планетарного контура; n―число планетарных контуров, участвующих в бипланетарном механизме.

На рисунке, аК=3, n=3, поэтому В=3³=27, что соответствует комплексу вариантов, на рисунке, бК=3,n=2, следовательно, В=3²=9, что согласуется с вариантами для частного бипланетарного механизма.

Возможные варианты схем бипланетарных механизмов можно увеличивать только за счет механизмов, подобных рассмотренным. При этом в кинематической схеме происходит количественное наращивание, а не качественные изменения. Для необходимого и достаточного обьёма исследований можно ограничиться тремя контурами с их тремя возможными сцеплениями.

Литература:

Файзиев И. Х. Вопросы киберн. и вычисл. матем. Ташкент: Фан. 1996. С. 96–103.
Файзиев И. Х. ДАН УзССР. 1969. № 1. Институт механики и сейсмостойкости сооружений им. М. Т. Уразбаева АН УзССР УзССР 1969.№ 1.

Основные термины (генерируются автоматически): бипланетарный механизм, кинематическая схема, комплекс вариантов, планетарный контур А, рисунок, схема, частный бипланетарный механизм.

Общие сведения о кинематических схемах подъемников

Кинематические схемы показывают взаимодействие узлов и деталей механизма. Все детали и узлы на кинематических схемах изображают в виде условных обозначений.

Чтобы уяснить принцип построения кинематических схем, разберем кинематическую схему лебедки Т-224В (рис. 1), используемой в механизме подъема грузовых подъемников.

Кинематические схемы механизмов подъема дают возможность проследить способ передачи вращения от электродвигателя к приводным деталям механизма (барабану лебедки, канатоведущему шкиву и т. д.).

Рис. 1. Кинематическая схема лебедки:
1 — двигатель, 2 — вал двигателя, 3 — тормоз, 4 — эластичная муфта, 5 — входной (ведущий) вал редуктора, 6 — корпус редуктора, 7 — промежуточный вал редуктора, 8 — выходной (ведомый) вал редуктора, 9 — барабан, 10 — подшипник

Любую кинематическую схему начинают рассматривать с привода. В приведенном примере приводом служит электродвигатель на лапах, которыми он крепится к станине. Вал электродвигателя соединен с помощью эластичной муфты с входным (ведущим) валом редуктора типа РМ-350-Ш-4 с передаточным отношением 31,5. Передаточным отношением редуктора называется отношение угловых скоростей вращения входного и выходного валов. Редуктор предназначен для передачи вращения от быстроходного (входного) вала к тихоходному (выходному). При уменьшении частоты вращения этих валов во столько же раз увеличивается крутящий момент, передаваемый быстроходным валом тихоходному.

Валы редуктора вращаются в подшипниках. Выходной вал соединен жестко с барабаном. Второй конец барабана опирается на ось, закрепленную в сферическом подшипнике выносной опоры.

Часто на кинематических схемах указывают также и номера подшипников, которые применены в данном механизме.

Пользуясь кинематической схемой, можно представить работу механизма, подсчитать передаточное отношение редуктора и каждой пары и определить линейные скорости вращения барабана, ходового колеса или приводной шестерни.

Синтез рычажного механизма наземного привода штанговой скважинной глубинно-насосной установки и обоснование его новой кинематической схемы

АННОТАЦИЯ

На основе анализа достоинств и недостатков рычажного четырехзвенного механизма II класса привода штанговой скважинной глубинно-насосной установки (ШСНУ), применяемой в промыслах для добычи нефти, предложено вместо него использовать шестизвенный механизм III класса. Для этого авторами проведен структурно-кинематический синтез данного механизма, и на этой основе обоснована возможность его применения в качестве наземного привода ШСНУ, предложено новое техническое решение для осуществления этого. Новое техническое решение включает в себя ряд устройств, механизмов и узлов, которые, в отличие от базового механизма станка-качалки, применяемого в реальных нефтяных промыслах, позволяют значительно снизить динамические нагрузки на привод. К тому же, за счет уменьшения габаритов и снижения металлоемкости, они дают возможность уравновешивать механизм привода насоса при минимальных затратах энергии и средств.

Наличие в структуре предложенного механизма привода СК подвижного жесткого контура, обладающего в сочетании с тремя поводками широкими кинематическими и динамическими возможностями, позволяет выполнять данной конструкции одновременно функции уравновешивающего устройства и в то же время прямолинейно-направляющего механизма. Таким образом, предложенные авторами методика синтеза рычажного механизма привода и новые схемы при внедрении в производство позволяют достичь значительного экономического эффекта.

ABSTRACT

On the basis of the analysis of merits and demerits of the lever four-unit mechanism II of a class of the drive of the sucker-rod borehole deep and pump installation applied in crafts to oil production it is offered to use to the place him the six-unit mechanism III of a class. For this purpose authors have carried out structural and kinematic synthesis of this mechanism, and on this basis the possibility of its application as the land drive of pump installation is proved, the new technical solution for implementation of it is proposed. The new technical solution turns on a number of devices, mechanisms and knots which, unlike the basic mechanism of the pumping unit used in real oil fields allow to lower dynamic loads of the drive considerably. Besides, due to reduction of dimensions and decrease in metal consumption they give the chance to counterbalance the pump drive mechanism at the minimum expenses of energy and means. Existence in structure of the offered mechanism of the SK drive of the mobile rigid contour possessing in combination with three leads ample kinematic and dynamic opportunities allows to carry out this design at the same time functions of the counterbalancing device and in too time is rectilinear – the directing mechanism. Thus, the new schemes offered by authors a technique of synthesis of the lever mechanism of the drive and offered at introduction in production allow to reach considerable economic effect.

В нефтяных промыслах с механизированным способом добычи нефти одним из основных видов оборудования все еще остается штанговая скважинная глубинно-насосная установка (ШСНУ), где в качестве наземного привода применяется станок-качалка (СК), представляющий собой четырехзвенный механизм второго класса, содержащий кривошипно-шатунную пару и шарнирно соединенное с ней двуплечее коромысло (балансир), имеющее на переднем плече дуговую головку, снабженную гибким элементом, связывающим балансир с точкой подвеса колонны штанг [6]. Во время работы четырехзвенного механизма СК (рис. 1) вращательное движение кривошипа 1 посредством шатуна 2 преобразуется в возвратно-поступательное движение точки Р подвеса штанги (ТПШ).

К недостаткам механизма относятся металлоемкость, большие габариты и, как следствие, большая масса, что усугубляется применением тяжелых грузовых противовесов.

Рисунок 1. Обычный четырехзвенный механизм II класса привода ШСНУ, применяемой в промыслах для добычи нефти

Данный механизм СК также ненадежен в эксплуатации из-за частных выходов из строя сальникового штока и других его подвижных частей.

Известен также шестизвенный механизм второго класса привода СК, полученный присоединением элементов двухпроводковый группы к основному четырехзвенному кривошипно-коромысловому механизму в шарнирной точке соединения головки балансира и стойки с таким расчетом, что двухпроводковая группа в сочетании с передним плечом балансира составляет приближенно-прямолинейно-направляющий механизм [1].

Однако в данном механизме привода СК, несмотря на применение специальной головки балансира в виде шарнирно-рычажного прямолинейно-направляющего механизма, не обеспечивается требуемый закон движения точки подвеса штанг, более того, не исключается использование грузовых противовесов, что непременно приводит к большим габаритам и массам.

В четырехзвенном механизме второго класса привода СК (рис. 2, а), содержащем балансир 1 с дуговой головкой с передним и задним плечами, последнее из которых имеет в точке сочленении его с шатуном 2 зубчатый реечный механизм, зубчатое колесо 3 которого выполнено с возможностью движения между неподвижной и подвижной рейками 4 и 5, установленными на балансире посредством пружин натяжения 15 амортизатора 6 [2].

Рисунок 2. Конструктивно-кинематические схемы механизмов привода СК:

а) балансир СК; б) общий вид трансмиссии привода СК; в) цепная передача переменного передаточного отношения с коромыслово-пружинным замкнутым контуром силового замыкания

В данном техническом решении авторами сделана попытка преобразования базового механизма, показанного на рис. 1, путем изменения плеча балансира в ходе его работы. Это осуществляется путем изменения длины _ВСзаднего плеча ВС балансира 3 на величину _ВСпри помощи зубчато-реечной пары с пружинным амортизатором. В процессе работы механизма длина _ВСплеча ВС балансира изменяется соответственно изменению нагрузки на привод, т. е. с возрастанием нагрузки длина заднего плеча увеличивается, а со снижением нагрузки – уменьшается. Однако выполнение средней пары двухпроводковой группы четырехзвенного механизма в виде зубчатого реечного механизма с пружинными амортизаторами несколько усложняет конструкцию балансира, хотя здесь достаточно эффективно компенсируется ударная динамическая нагрузка на привод.

Такой же технический эффект получается в механизме трансмиссии СК (рис. 2, б), содержащей двухступенчатый редуктор 1 закрытого типа с цилиндрической зубчатой передачей 2 первой ступени и цепной передачей 3 второй ступени [4]. Первая ступень, кинематически связана с электродвигателем 5 посредством клиноременной передачи 4. Цепная передача имеет ведущую звездочку 6 круглой формы, ведомую звездочку 9, имеющую форму эллипса и зубчатую цепь 7. Эллипсообразная звездочка, установленная на выходном валу 8 внутри корпуса редуктора, помимо ее основного назначения, совмещает функцию уравновешивающего устройства (противовеса). На конце выходного вала снаружи редуктора жестко установлен кривошип 10 механизма СК. Цепная передача имеет натяжное устройство с возвратно-вращательными ходами (рис. 2, в). Причем в натяжном устройстве, образующем замкнутый коромыслово-пружинный контур, по мере вращения эллипсообразной звездочки 9 плавно меняется натяжение в цепи 7. В результате чего контактирующее с ветвями цепи а и в при помощи пружины 16 ролики 14 и 15 качаются относительно оси 11 ведущей звездочки вместе со связанными с ними коромыслами 12 и 13.

Тем не менее изменение длины плеча балансира за счет пружинного амортизатора или же предложенный механизм трансмиссии привода СК все же не обеспечивают возможность получения любого требуемого закона движения ТПШ.

Анализируя вышеизложенную информацию, можно сделать вывод о том, что путем совмещения преимуществ каждого из вышеприведенных механизмов в одном условном механизме привода СК можно достичь более качественного уравновешивания нагрузки на привод. Однако это, в свою очередь, несколько усложняет конструкцию механизма СК, делает его металлоемким и крупногабаритным. Более того, при таком подходе вопрос о реализации любого требуемого закона движения ТПШ полностью не решается. Очевидно, это можно будет достичь путем подбора такой схемы механизма СК, которая обеспечивала бы изменение плечи балансира в процессе работы механизма за счет конструктивных соотношений его звеньев. Одним из эффективных методов достижения данной цели может стать проведение структурно-кинематического синтеза механизма на основе схемы существующей базовой модели [5].

Для эффективного конструктивного решения данной проблемы и в целях снижения ударных динамических нагрузок на привод СК был проведен структурно-кинематический синтез, который впоследствии позволил нам предложить новое техническое решение.

Переменность длины _ВСплеча ВС балансира СК механизма, показанного на рис. 1, можно обеспечить, используя шарнирный рычажный шестизвенный механизм III класса вместо шарнирного четырехзвенника, что повышает надежность работы СК по сравнению с его аналогом с зубчато-реечной парой. Для этого плечо ВС балансира заменим диадой ВDC, обеспечивающей переменность расстояния между центрами шарниров С и В (на рисунке не показано). Полученный шарнирный шестизвенник ОАВDC имеет две степени свободы. Для исключения данной лишней степени свободы соединим звено ВD данного шарнирного шестизвенника при помощи бинарного звена EF с двумя вращательными кинематическими парами, накладывающее одно условие связи. В результате получим структурную схему одноподвижного шестизвенного механизма III класса (рис. 3).

Рассмотрим алгоритмы синтеза нового механизма СК III класса. Для этого звеньями 1–4 данного механизма жестко связываем подвижные системы координат соответственно. Геометрические параметры звеньев рассматриваемого механизма III класса должно обеспечить необходимое качательное движение балансира согласно уравнению исключающее ударные динамические нагрузки.

Синтезируемый механизм представляет собой передаточный механизм III класса и состоит из исполнительной кинематической цепи – двух подвижных координат и , совершающих вращательные движения согласно уравнению , и замыкающей кинематической цепи – диады ABD с присоединенным бинарным звеном EF с вращательными кинематическими парами.

Рисунок 3. Расчетная схема к структурно-кинематическому синтезу

шестизвенного механизма III класса

Вектор параметров синтеза исследуемого механизма подразделяем на:

векторы варьируемых

и аппроксимируемых параметров синтеза

где: – координаты шарниров А и D в системах координат и соответственно и длины звеньев АВ и ВD диады ABD; – координаты шарниров Е и F в системах координат и OXY соответственно и длина бинарного звена EF.

Вектор варьируемых параметров синтеза задается при помощи ЛП– последовательности. При этом должно выполняться условие

. (1)

, (2)

где

. (3)

Координаты шарнира «В» в абсолютной системе координат OXY и угол в уравнении (3) определяются решением задачи о положениях диады ABD.

После подстановки выражения (3) в уравнение (2) и невырожденной замене переменных

, , (4)

функция (2) представляется в виде линейных форм по группам параметров синтеза , т. е.

, (k=1,2), (5)

где: , , а и – функции от известных параметров.

Представление функции (2) в виде линейных форм (5) позволяет сформулировать и решить аппроксимационные задачи синтеза бинарного звена ЕF, основанные на Чебышевском и квадратическом приближениях и градиентных методах [7].

Предложенная методика синтеза позволила нам обосновать перспективность и возможность эффективного применения шестизвенного механизма III класса в качестве наземных приводов ШСНУ.

Нами был предложен механизм привода СК, содержащий кривошип 1, шарнирно связанный с ним шатун 2, который является одним из поводков трехповодковой группы с жестким треугольным замкнутым контуром 4 (далее – контур), остальные поводки 5 и 7 которого шарнирно связаны со стойкой 6. При этом поводок 7 в совокупности с контуром 4 представляет собой переменное заднее плечо двуплечего балансира 3, другое переднее плечо 8 которого имеет дуговую головку 9, сообщающую возвратно-поступательное прямолинейное движение связанной с ней точке подвеса колонны штанг СК (рис. 4). Таким образом, механизм, образованный присоединением трехповодковой группы к кривошипной паре, является шестизвенным механизмом III класса с одной степенью подвижности [3].

Рисунок 4. Схема шестизвенного механизма III класса,
применяемого в качестве наземного привода ШСНУ

Соотношения длин сторон треугольного контура 4 и других звеньев на основании структурно-кинематического синтеза должны быть подобраны так, чтобы в течение одного цикла работы механизма привода СК длина заднего плеча балансира, зависящая от взаимоположения составляющих звеньев 4 и 7, менялась, обеспечивая тем самым требуемое сопротивление плеча, прямо пропорционально к нагрузке на привод.

Во время работы предложенного механизма вращение кривошипа 1 посредством шатуна 2, являющегося одним из поводков трехповодковой группы с жестким контуром 4, и его второго поводка 5 преобразуется в возвратно-качательное движение балансира 3, которое посредством дуговой головки 9, установленной на переднем плече 8 балансира, переходит в прямолинейное возвратно-поступательное движение ТПШ. При этом с возрастанием нагрузки на привод переменное плечо балансира увеличивается, а со снижением нагрузки – уменьшается.

Наличие в структуре механизма привода СК подвижного жесткого контура, обладающего в сочетании с тремя поводками широкими кинематическими и динамическими возможностями, позволяет выполнять данной конструкции одновременно функции уравновешивающего устройства и в то же время прямолинейно-направляющего механизма. Таким образом, предложенное техническое решение позволяет снизить металлоемкость и габариты механизма привода СК. Предложенная методика структурно-кинематического синтеза позволяет определять оптимальные соотношения не только механизмов привода СК, но и других аналогичных плоских механизмов сложных конструкций, содержащих в структуре двухповодковые группы.

Список литературы:
1. Аливердизаде К.С. Приводы штангового насоса. – М.: Недра, 1973.

2. Байгунчеков Ж.Ж., Ахметов С.М., Сериков Н.Ж. и др. Балансир станка – качалки. – Описание изобретения по Предварительному патенту РК № 4049, кл. F04B 47/02, 1996. – Бюл. № 4.
3. Джолдасбеков У.А., Байгунчеков Ж.Ж., Ахметов С.М. и др. Механизм привода станка–качалки. – Описание изобретения по Предварительному патенту РК № 8845, кл. F04B 47/02, 2000. – Бюл. № 4.
4. Кушеков А.У., Ахметов С.М. Трансмиссия станка-качалки: Описание изобретения по решению о выдаче предварительного патента по заявке № 970665.1 от 14.07097, кл. F 04 B 47/02.
5. Левитский Н.И. Теория механизмов и машин. Учебное пособие для вузов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Наука, 1990.
6. Молчанов Г.В., Молчанов А.Г. Машины и оборудование для добычи нефти и газа. – М.: Недра, 1984.
7. Zhumadil Zh. Baiguchekov, Raj Gill, Anthony S. White, Nurlan Zh. Baiguchekov. The Basis of Structural and Parametric Synthesis of The Parallel Manipulators with Functionally Independent Drives (Part I & Part II) // Proc. of the Intern. Conf. on Gearing, Transmissions, and Mechanical Systems (3–6 July 2000, Nottingham Trent University, UK). – Р. 1–19.

References:
1. Aliverdizade K.S. Rod pump drives. Moscow, Nedra Publ., 1973. (In Russian).

2. Bajgunchekov Zh.Zh., Ahmetov S.M., Serikov N.Zh. The balance of the machine – rocking. Description of the RK invention for a provisional patent number 4049, cl. F04B 47/02, 1996. Bul. no. 4. (In Russian).
3. Dzholdasbekov U.A., Bajgunchekov Zh.Zh., Ahmetov S.M. The mechanism of the drive pumping unit. Description of the RK invention for a provisional patent number 8845, cl. F04B 47/02, 2000. Bul. no. 4. (In Russian).
4. Kushekov A.U., Ahmetov S.M. Transmission pumping unit: Description of the invention by the decision to grant a preliminary patent on the application № 970665.1 of 14.07097, cl. F 04 B 47/02. (In Russian).
5. Levitskij N.I. Theory of mechanisms and machines. Textbook for high schools. 2 ed. Moscow, Nauka Publ., 1990. (In Russian).
6. Molchanov G.V., Molchanov A.G. Machinery and equipment for oil and gas. Moscow, Nedra Publ., 1984. (In Russian).
7. Zhumadil Zh. Baiguchekov, Raj Gill, Anthony S. White, Nurlan Zh. Baiguchekov. The Basis of Structural and Parametric Synthesis of The Parallel Manipulators with Functionally Independent Drives (Part I & Part II). Proc. of the Intern. Conf. on Gearing, Transmissions, and Mechanical Systems (3–6 July 2000, Nottingham Trent University, UK). Р. 1–19.

▶▷▶▷ кинематическая схема передвижения моста крана
▶▷▶▷ кинематическая схема передвижения моста крана
Интерфейс Русский/Английский
Тип лицензия Free
Кол-во просмотров 257
Кол-во загрузок 132 раз
Обновление: 26-05-2019
кинематическая схема передвижения моста крана – Кинематические схемы электроприводов мостового крана studbooksnet1848016tovarovedenie Cached Рисунок 3 – Кинематическая схема механизма подъема мостового крана Механизм передвижения моста крана выполняется либо с раздельным приводом ходовых колес, либо с центральным приводом схема мостового крана производим и продаем краны мостовые wwwkranmashsuproizvodim-i-prodaem-krani-mostovie Cached Механизм передвижения крана Кинематическая схема механизма подъема Кинематическая Схема Передвижения Моста Крана – Image Results More Кинематическая Схема Передвижения Моста Крана images Кинематическая схема мостового крана и кинематические схемы krantalirupoleznaya-informaciya174-kinematicheskaya Cached Кинематическая схема мостового крана , представленная здесь, дает четкое представление оконструкции устройства и его узлов Кроме того, ни один специалист не станет выполнять монтаж и Механизмы передвижения мостов и грузовых тележек кранов stroy-technicsruarticlemekhanizmy-peredvizheniya Cached В механизме передвижения первого типа все детали, включая приводные ходовые колеса, размещены на раме, поэтому его применяют для передвижения самого крана и его грузовой тележки Кинематическая схема мостового крана, схема механизма подъема burevestnik-mashlitrustatikinematicheskaya Cached Кинематическая схема передвижения мостового крана с тихоходной трансмиссией Привод крана с тихоходной трансмиссией устанавливается в середине моста и включает: двигатель 3, муфты Расчет механизма передвижения крана, Выбор кинематической studbooksnet1440171tovarovedenieraschet Cached Выбор кинематической схемы Механизм передвижения крана выбираем с раздельными приводами, кинематическая схема которого представлена на рис 31 Электропривод Мостового Крана Чертеж – instructioncup instructioncupweeblycomblogelektroprivod Cached Рисунок 3 Кинематическая схема механизма подъема мостового крана Механизм передвижения моста крана выполняется либо с раздельным приводом ходовых колес, либо с центральным приводом Схемы механизмов передвижения кранов – Энциклопедия по mash-xxlinfoinfo345900 Cached Расскажите о кинематической схеме механизмов передвижения крана с центральным приводом На рис 100, в показана кинематическая схема механизма передвижения крана при одном приводном колесе на опоре, а на рис 100, г Ходовое Колесо Крана Чертеж – accusecreditcard accusecreditcardweeblycombloghodovoe-koleso-krana Cached В мостовых кранах механизмы передвижения устанавливают на мосту для перемещения моста по ходовым путям и на тележке для перемещения тележки вдоль пролета крана Устройство механизмов мостового крана: электрооборудование allspectechcomstroitelnayakranymostovyeustrojstvohtml Cached Схема мостового, подвесного крана По типу крепления мостовые краны разделяют на 2 вида: Подвесные Грузовая тележка перемещается по нижней плоскости балки моста Опорные Promotional Results For You Free Download Mozilla Firefox Web Browser wwwmozillaorg Download Firefox – the faster, smarter, easier way to browse the web and all of 1 2 3 4 5 Next 27,900
Кинематическая схема лебедки. В мостовых кранах три переносные степени подвижности крюка обеспечиваю
тся механизмом подъема груза (МПГ), механизмом передвижения моста (МПМ) и механизмом передвижения грузовой тележки (МПГТ) Габаритные размеры определяют возможность работы и передвижения крана в … К
узовой тележки (МПГТ) Габаритные размеры определяют возможность работы и передвижения крана в … Кинематическая схема даёт возможность совмещать одновременно две различные рабочие операции 4 . Кулачковая включает поворотный механизм, а зубчатая механизм передвижения. Механизм передвижения крана расположен на поворотной раме и включается зубчатой муфтой 9 . В случаях, указанных в пп. а и б, тормоз должен иметь неразмыкаемую кинематическую связь с поворотной частью крана, гусеницами или колесами. …изменения вылета должны быть снабжены тормозами, имеющими неразмыкаемую кинематическую связь с барабанами. Дополнительный тормоз может размещаться в любом месте кинематической цепи механизма подъема. Эти устройства не должны препятствовать передвижению крана (грузовой электрической тележки) по окончании сейсмических воздействий, вплоть до достижения уровня максимального расчетного землетрясения. Механизмы передвижения кранов и грузовых тележек по рельсовому пути бывают главным образом с приводными колёсами, реже с канатной тягой, которая обычно применяется только для грузовых тележек. Кинематическая структура промышленных роботов: Кинематическая схема (рис. 16, в) имеет три основных и два или три. 7 механизм передвижения листа;; 8 – загрузочная камера; Расчет мощности двигателя, механизмов подъема, поворота и передвижения, крана с поворотной башней, его грузовой и собственной устойчивости, нагрузок на колеса, тормозного момента. Кинематическая схема механизма передвижения тележки, определение пусковых характеристик… Разработаны математические модели для исследования динамики при движении элементов крана-манипулятора, при передвижении грузоподъемной машины по стохастически неровной поверхности с подвешенным грузом. Зависимости связи кинематических параметров движения штока гидроцилиндра ГЦ1… После подбора всех элементов согласно кинематическому анализу проводится проверка сцепных качеств привода с учетом составляющих сил инерции крана и маховых сил инерции вращающихся частей привода 2 и высокочастотных колебаний в трансмиссии привода 3. Механизмы передвижения кранов и грузовых тележек по рельсовому пути бывают главным образом с приводными колёсами, реже с канатной тягой, которая обычно применяется только для грузовых тележек.
указанных в пп. а и б
его грузовой и собственной устойчивости
easier way to browse the web and all of 1 2 3 4 5 Next 27
либо с центральным приводом схема мостового крана производим и продаем краны мостовые wwwkranmashsuproizvodim-i-prodaem-krani-mostovie Cached Механизм передвижения крана Кинематическая схема механизма подъема Кинематическая Схема Передвижения Моста Крана – Image Results More Кинематическая Схема Передвижения Моста Крана images Кинематическая схема мостового крана и кинематические схемы krantalirupoleznaya-informaciya174-kinematicheskaya Cached Кинематическая схема мостового крана
кинематическая схема которого представлена на рис 31 Электропривод Мостового Крана Чертеж – instructioncup instructioncupweeblycomblogelektroprivod Cached Рисунок 3 Кинематическая схема механизма подъема мостового крана Механизм передвижения моста крана выполняется либо с раздельным приводом ходовых колес
Request limit reached by ad sasXML
Кинематическая схема лебедки. В мостовых кранах три переносные степени подвижности крюка обеспечиваются механизмом подъема груза (МПГ), механизмом передвижения моста (МПМ) и механизмом передвижения грузовой тележки (МПГТ) Габаритные размеры определяют возможность работы и передвижения крана в … Кинематическая схема даёт возможность совмещать одновременно две различные рабочие операции 4 . Кулачковая включает поворотный механизм, а зубчатая механизм передвижения. Механизм передвижения крана расположен на поворотной раме и включается зубчатой муфтой 9 . В случаях, указанных в пп. а и б, тормоз должен иметь неразмыкаемую кинематическую связь с поворотной частью крана, гусеницами или колесами. …изменения вылета должны быть снабжены тормозами, имеющими неразмыкаемую кинематическую связь с барабанами. Дополнительный тормоз может размещаться в любом месте кинематической цепи механизма подъема. Эти устройства не должны препятствовать передвижению крана (грузовой электрической тележки) по окончании сейсмических воздействий, вплоть до достижения уровня максимального расчетного землетрясения. Механизмы передвижения кранов и грузовых тележек по рельсовому пути бывают главным образом с приводными колёсами, реже с канатной тягой, которая обычно применяется только для грузовых тележек. Кинематическая структура промышленных роботов: Кинематическая схема (рис. 16, в) имеет три основных и два или три. 7 механизм передвижения листа;; 8 – загрузочная камера; Расчет мощности двигателя, механизмов подъема, поворота и передвижения, крана с поворотной башней, его грузовой и собственной устойчивости, нагрузок на колеса, тормозного момента. Кинематическая схема механизма передвижения тележки, определение пусковых характеристик… Разработаны математические модели для исследования динамики при движении элементов крана-манипулятора, при передвижении грузоподъемной машины по стохастически неровной поверхности с подвешенным грузом. Зависимости связи кинематических параметров движения штока гидроцилиндра ГЦ1… После подбора всех элементов согласно кинематическому анализу проводится проверка сцепных качеств привода с учетом составляющих сил инерции крана и маховых сил инерции вращающихся частей привода 2 и высокочастотных колебаний в трансмиссии привода 3. Механизмы передвижения кранов и грузовых тележек по рельсовому пути бывают главным образом с приводными колёсами, реже с канатной тягой, которая обычно применяется только для грузовых тележек.
Кинематическая схема – механизм – подъем
Кинематическая схема – механизм – подъем
Cтраница 1

Кинематическая схема механизма подъема для данного случая показана на рис. 1.8. Определим значения углов наклона канатов оснастки в функции угла поворота поднимаемого сооружения. [2]
Кинематическая схема механизма подъема показана на фиг. АОС или АО с 1500 об / мин. Нарезная ребристая поверхность барабана обеспечивает отвод тепла, выделяемого при работе электродвигателя. [3]
Кинематические схемы механизмов подъема подъемников с подвесными направляющими аналогичны схемам мачтовых и шахтных подъемников. Для подъемников с подвесными направляющими применяют зубчато-реверсивные лебедки барабанного типа. Редукторы лебедок червячные и с цилиндрическими зубчатыми колесами. [4]
На рис. 55 показана кинематическая схема механизмов подъема на кранах современных конструкций. На рис. 56 показана кинематическая схема механизмов передвижения тележки со всеми условными обозначениями, а на рис. 57 – кинематическая схема механизмов передвижения тележки кранов новой конструкции. [6]
На рис. 67 показана кинематическая схема механизма подъема ремизоподъемной каретки ткацкого станка, представляющая собой четырехзвен-ный кривошипно-коромысловый пространственный механизм, в котором вращение шатуна-тяги АВ вокруг своей продольной оси не имеет значения. [8]
На рис. 99, в показана кинематическая схема механизма подъема груза. [10]
На рис. 18 – 3 а-г показаны кинематические схемы механизмов подъема. Схема а применяется очень редко, так как двигатели обычно имеют скорость вращения, значительно большую необходимой скорости вращения подъемного барабана. Наиболее распространена схема б-с червячным или шестеренчатым редуктором между двигателем и барабаном. Применяются также схемы с дополнительным блоком ( в) или полиспастом ( г), в которых по сравнению со схемой б скорость подъема груза уменьшается соответственно в 2 и 4 раза. Движение к колесам передается от двигателя через зубчатую или червячную передачу. Скорости перемещения крюка – 10 – 30 м / мин, тележки – 40 – 60 м / мин, моста-130 – 135 м / мин. [11]
Механизмы подъема груза и изменения вылета вновь изготовляемых кранов должны быть выполнены так, чтобы опускание груза или стрелы было возможно только двигателем, за исключением кранов-экскаваторов, предназначенных для работы только с грейфером, а также кранов, имеющих в кинематической схеме механизмов подъема груза и изменения вылета стрелы турбо-трансформатор. [12]
Механизмы подъема груза и изменения вылета вновь изготовляемых кранов должны быть выполнены так, чтобы опускание груза или стрелы было возможно только двигателем, за исключением кранов-экскаваторов, предназначенных для работы только с грейфером, а также кранов, имеющих в кинематической схеме механизмов подъема груза и изменения вылета стрелы турбо-трансформатор. [13]
Основной частью механизма подъема груза башенного крана является двухскоростная лебедка. Кинематическая схема механизма подъема груза показана на рис. 7, а. Вращение от электродвигателя / посредством эластичной муфты 2 передается на вал ведущей шестерни 3 цилиндрического редуктора. [14]
К валу нижней звездочки прикреплена колонна. Кинематическая схема механизма подъема завалочного крана показана на фиг. [15]
Страницы: 1
Эффекты формата в понимании движения из кинематических диаграмм в инженерном образовании
Эйнсворт, С. (2006). DeFT: концептуальная основа для рассмотрения обучения с несколькими представлениями. Обучение и инструктаж, 16 (3), 183–198. https://doi.org/10.1016/j.learninstruc.2006.03.001.
Артикул Google ученый
Эйнсворт, С. (2008). Образовательная ценность множественных представлений при изучении сложных научных концепций.В J. K. Gilbert, M. Reiner, & M. Nakhleh (Eds.), Visualization : Теория и практика в естественнонаучном образовании (стр. 191–208). Получено с https://link.springer.com/chapter/10.1007/978-1-4020-5267-5_9.
Эйри Дж. И Линдер К. (2009). Взгляд дисциплинарного дискурса на университетское научное обучение: достижение беглости в критическом созвездии способов. Journal of Research in Science Teaching, 46 (1), 27–49.https://doi.org/10.1002/tea.20265.
Артикул Google ученый
Андреуччи, К., Фромент, Ж.-П., и Вериллон, П. (1996). Вклад в анализ ситуаций, связанных с созданием / обучением инструментов семиотической техники общения [Графические инструменты для технической коммуникации: анализ того, как их учат и учат]. Aster, 23 , 181–211. https://doi.org/10.4267/2042/8663.
Артикул Google ученый
Бертин, Дж.(1983). Семиология графики: схемы, сети, карты . Мэдисон, Висконсин: Университет Висконсин Press Ltd.
Google ученый
Бетранкур, М. (2005). Принципы анимации и интерактивности в мультимедийном обучении. В R. E. Mayer (Ed.), Кембриджский справочник по мультимедийному обучению (стр. 287–296). Кембридж, Массачусетс: Издательство Кембриджского университета.
Google ученый
Boujut, J.-Ф. И Хисарциклилар О. (2012). Использование семиотической классификации для характеристики объектов, участвующих в совместном проектировании. Journal of Design Research, 10 (3), 155–169.
Артикул Google ученый
Бакли, Дж., Сири, Н., и Кэнти, Д. (2019). Исследование использования пространственных стратегий рассуждения при решении геометрических задач. Международный журнал технологий и дизайнерского образования, 29 (2), 341–362.https://doi.org/10.1007/s10798-018-9446-3.
Артикул Google ученый
Cartonnet, Y., & Poitou, J.-P. (1996). Понимание пространственных и кинематических отношений в техниках рисунков: влияние графического режима и опыта [Чтение пространственных и кинематических отношений в технических чертежах: эффекты графической визуализации и профессионального опыта]. Le Travail Humain, 59 (2), 113–135.
Google ученый
Кук, М., Картер, Г., и Вибе, Э. Н. (2008). Интерпретация графиков клеточного транспорта студентами с низким и высоким уровнем знаний. Международный журнал естественнонаучного образования, 30 (2), 239–261. https://doi.org/10.1080/095006187168.
Артикул Google ученый
de Vries, E., & Masclet, C.(2013). Фреймворк для изучения внешних представлений в условиях совместного проектирования. Международный журнал исследований человека и компьютера, 71 (1), 46–58. https://doi.org/10.1016/j.ijhcs.2012.07.005.
Артикул Google ученый
ДиСесса, А. А. (2004). Метапрезентация: собственная компетентность и цели для обучения. Познание и обучение, 22 (3), 293–331. https: // doi.org / 10.1207 / s1532690xci2203_2.
Артикул Google ученый
Дюваль Р. (2006). Когнитивный анализ проблем понимания при изучении математики. Образовательные исследования по математике, 61 (1–2), 103–131. https://doi.org/10.1007/s10649-006-0400-z.
Артикул Google ученый
Экстром, Р. Б., Френч, Дж. У., Харман, Х.Х. и Дермен Д. (1976). Набор факторных когнитивных тестов . Принстон, штат Нью-Джерси: Служба образовательного тестирования.
Google ученый
Фиоре, С. М., и Уилтшир, Т. Дж. (2016). Технологии как товарищ по команде: изучение роли внешнего познания в поддержке когнитивных процессов в команде. Frontiers in Psychology, 7 , 15–31. https://doi.org/10.3389/fpsyg.2016.01531.
Артикул Google ученый
Гилберт, Дж.К. (Ред.). (2005). Визуализация в естественнонаучном образовании . Дордрехт: Спрингер.
Google ученый
Гудинг, Д. К. (2010). Визуализация научных выводов. Темы когнитивных наук, 2 (1), 15–35. https://doi.org/10.1111/j.1756-8765.2009.01048.x.
Артикул Google ученый
Гудман, Н. (1976). Языки искусства.Подход к теории символов (2-е изд.). Индианаполис: Хакетт.
Google ученый
Head, G., & Dakers, J. (2005). Трио Верильона и сообщество Венгера: обучение технологиям. Международный журнал технологий и дизайнерского образования, 15 (1), 33–45.
Артикул Google ученый
Hilton, A., & Nichols, K.(2011). Репрезентативные занятия в классе, которые способствуют концептуальному и репрезентативному пониманию учащимися химической связи. Международный журнал естественнонаучного образования, 33 (16), 2215–2246. https://doi.org/10.1080/09500693.2010.543438.
Артикул Google ученый
Хисарциклилар, О., и Бужут, Дж. Ф. (2008). Символическое vs. иконическое: как поддержать аргументированный дизайнерский дискурс с помощью трехмерных представлений продукта.В IDMME-Virtual Concept 2008 (Том 3, стр. 1–8). Springer.
Импедово, М. А., Андреуччи, К., и Джинестье, Дж. (2017). Посредничество артефактов, инструментов и технических объектов: международная и французская перспектива. Международный журнал технологий и дизайнерского образования, 27 (1), 19–30. https://doi.org/10.1007/s10798-015-9335-y.
Артикул Google ученый
Калюга, с.(2008). Относительная эффективность анимированных и статических диаграмм: эффект предварительных знаний учащегося. Компьютеры в поведении человека, 24 (3), 852–861.
Артикул Google ученый
Калюга С., Эйрес П., Чандлер П. и Свеллер Дж. (2003). Эффект отмены экспертизы. Психолог-педагог, 38 (1), 23–31.
Артикул Google ученый
Калюга, с., Чандлер П. и Свеллер Дж. (1998). Уровни знаний и учебного дизайна. Human Factors, 40 (1), 1–17.
Артикул Google ученый
Келлер Т., Герьетс П., Шайтер К. и Гарсоффки Б. (2006). Визуализация информации для приобретения знаний: влияние размерности и цветового кодирования. Компьютеры в поведении человека, 22 (1), 43–65. https://doi.org/10.1016 / j.chb.2005.01.006.
Артикул Google ученый
Кожевников М., Мотс М.А., Хегарти М. (2007). Пространственная визуализация в решении физических задач. Когнитивная наука, 31 (4), 549–579. https://doi.org/10.1080/153261399897.
Артикул Google ученый
Козьма Р. (2003). Материальные особенности множественных репрезентаций и их когнитивные и социальные возможности для научного понимания. Обучение и инструктаж, 13 (2), 205–226. https://doi.org/10.1016/S0959-4752(02)00021-X.
Артикул Google ученый
Козьма Р., Чин Э., Рассел Дж. И Маркс Н. (2000). Роли представлений и инструментов в химической лаборатории и их значение для изучения химии. Журнал научных исследований, 9 (2), 105–143.
Артикул Google ученый
Лэйсни, П., & Брандт-Помарес, П. (2015). Роль графических инструментов в процессе обучения дизайну. Международный журнал технологий и дизайнерского образования, 25 (1), 109–119. https://doi.org/10.1007/s10798-014-9267-y.
Артикул Google ученый
Ларкин, Дж. Х. и Саймон, Х. А. (1987). Почему диаграмма (иногда) стоит десять тысяч слов. Когнитивная наука, 11 (1), 65–100. https: // doi.org / 10.1111 / j.1551-6708.1987.tb00863.x.
Артикул Google ученый
Лемке, Дж. Л. (1998). Обучение всем языкам науки: словам, символам, изображениям и действиям. Конференция по научному образованию в Барселоне . Получено с https://www.academia.edu/download/42884646/Barcelona-Languages-of-science.pdf.
Майер Р. Э. (2001). Мультимедийное обучение . Нью-Йорк: Издательство Кембриджского университета.
Google ученый
Министерство национального образования и молодежи. (2011). Специальный официальный бюллетень [Специальный официальный бюллетень] (№ 3). Получено с https://www.education.gouv.fr/pid25173/special-n-3-du-17-mars-2011.html.
Озчелик Э., Каракус Т., Курсун Э. и Чагилтай К. (2009). Исследование влияния цветового кодирования на мультимедийное обучение. Компьютеры и образование, 53 (2), 445–453.https://doi.org/10.1016/j.compedu.2009.03.002.
Артикул Google ученый
Postigo, Y., & Pozo, J. I. (2004). На пути к графике: изучение систем графического представления. Педагогическая психология, 24 (5), 623–644. https://doi.org/10.1080/0144341042000262944.
Артикул Google ученый
Prain, V., & Tytler, R.(2012). Обучение через построение представлений в науке: структура аффордансов построения представлений. Международный журнал естественнонаучного образования, 34 (17), 2751–2773. https://doi.org/10.1080/09500693.2011.626462.
Артикул Google ученый
Rabardel, P. (1995). Les hommes et les technologies; Approche когнитивные инструменты современников [Люди и технологии – когнитивный подход к современным инструментам] .Париж: Арман Колин.
Google ученый
Schnotz, W. (2001). Знаковые системы, технологии и получение знаний. В Ж.-Ф. Руэ, Дж. Левонен и А. Биардо (редакторы), Мультимедийное обучение: когнитивные и учебные вопросы (стр. 9–30). Оксфорд: Эльзевир.
Google ученый
Шноц, В., и Баннерт, М. (2003). Построение и вмешательство в обучение на основе множественного представления. Обучение и инструктаж, 13 (2), 141–156. https://doi.org/10.1016/S0959-4752(02)00017-8.
Артикул Google ученый
Шах П. и Карпентер П. А. (1995). Концептуальные ограничения в понимании линейных графиков. Journal of Experimental Psychology: General, 124 (1), 43.
Article Google ученый
Шах, П., & Фридман, Э. Г. (2011). Понимание столбчатых и линейных графиков: взаимодействие процессов сверху вниз и снизу вверх: темы когнитивной науки. Темы когнитивной науки, 3 (3), 560–578. https://doi.org/10.1111/j.1756-8765.2009.01066.x.
Артикул Google ученый
Шах П. и Хоффнер Дж. (2002). Обзор исследования понимания графов: значение для обучения. Обзор педагогической психологии, 14 (1), 47–69.
Артикул Google ученый
Тверски Б., Моррисон Дж. И Бетранкур М. (2002). Анимация: Может ли это облегчить? Международный журнал исследований человека и компьютера, 57 (4), 247–262. https://doi.org/10.1006/ijhc.2002.1017.
Артикул Google ученый
Ван Гог Т. (2014). Принцип сигнализации (или подсказки) в мультимедийном обучении.В R. Mayer (Ed.), Кембриджский справочник по мультимедийному обучению (2-е изд., Стр. 263–278). Кембридж: Издательство Кембриджского университета.
Google ученый
Van Someren, M., Reimann, P., Boshuizen, H., & de Jong, T. (ред.). (1998). Роль множественных представлений в обучении и решении проблем . Оксфорд: Elsevier Science.
Google ученый
Verillon, P., И Рабардель П. (1995). Познание и артефакты: вклад в изучение мысли в связи с инструментальной деятельностью. Европейский журнал психологии образования, 10 (1), 77. https://doi.org/10.1007/BF03172796.
Артикул Google ученый
Уэр, К. (2008). Визуальное мышление для дизайна . Берлингтон: Издательство Морган Кауфманн.
Google ученый
Wu, H.-К., И Шах, П. (2004). Изучение визуально-пространственного мышления при изучении химии. Science Education, 88 (3), 465–492. https://doi.org/10.1002/sce.10126.
Артикул Google ученый
Чжан Дж. (1997). Природа внешних представлений в решении проблем. Когнитивная наука, 21 (2), 179–217.
Артикул Google ученый
Чжан Дж., & Норман Д. А. (1994). Представления в распределенных познавательных задачах. Когнитивная наука, 18 (1), 87–122.
Артикул Google ученый
Кинематическая схема переключающего шестиструнного механизма. Расположение a …
Контекст 1
… реконфигурация в наноинжекторе является следствием неравных характеристик силового смещения шестистержневого механизма и подвески изогнутой балки, а также контакта между звеньями в механизме наноинжектора.Движение наноинжектора схематически показано на рисунке 5, а кинематическая диаграмма шестиступенчатого механизма показана на рисунке 6. В положении 0 наноинжектор находится в заводской конфигурации с шестью стержнями. стержневой механизм, установленный на подвеске с фальцованной балкой. …
Контекст 2
… пренебрежимо малая сила, приложенная к подвеске изогнутой балки шестистержневым механизмом, дополнительного перемещения в плоскости из положения 1 нет. слайдер и подвеска на балке.Это эффективно блокирует призматическое (скользящее) соединение, показанное на рисунке 6, и фиксирует длину R 6. С удалением этой степени свободы шестиступенчатый механизм становится структурой по отношению к подвеске с откидной балкой. …
Context 3
… ножничные и скользящие соединения в шестиструнном механизме наноинжектора рассматриваются как идеализированные поворотные соединения, механизм можно смоделировать, как показано на рис. 6. Из-за плоскости – узость поверхностной микрообработки, механизм выполнен в конфигурации точки смены, все его звенья копланарны….
Контекст 4
… входное усилие, необходимое для приведения в действие механизма наноинжектора, F in, является функцией нагрузок, создаваемых электрическим соединением во время первой и второй подфаз движения, а также от сложенного -балочная подвеска во втором мо- Рис. 2 (б). Указанные длины и положения звеньев соответствуют кинематической диаграмме на рисунке 6. Длины звеньев и положения, указанные в скобках, учитывают паразитное движение, заданное уравнением. (6) – (9). …
Контекст 5
… F fb – нагрузка, прикладываемая к входным салазкам подвеской из гнутой балки, а F y, F z и M x – нагрузки, оказываемые электрическим соединением (см. Рисунок 6). Каждый угол θ i представляет угол звена i, как показано на фиг. 6 (за исключением того, что θ 3 не показан, поскольку угол звена 3 равен нулю для показанного положения). …
Контекст 6
… F fb – нагрузка, прикладываемая к входным салазкам подвеской из гнутой балки, а F y, F z и M x – нагрузки, оказываемые электрическим соединением ( см. рисунок 6).Каждый угол θ i представляет угол звена i, как показано на фиг. 6 (за исключением того, что θ 3 не показан, поскольку угол звена 3 равен нулю для показанного положения). Член F fb равен нулю до тех пор, пока не произойдет контакт между входным ползуном и подвеской из гнутой балки. …
Контекст 7
… 055005 (2014) РИС. Соединение было зафиксировано во всех степенях свободы, в то время как другое было смещено по кинематической траектории, следуя точке a на шестиструнном механизме (рис. 6) для полного смещения 45 мкм в направлении z (вне -плоскость) и 107 мкм в направлении y (в плоскости), как показано на рисунке 10.Первоначально конечно-элементная модель включала только электрическое соединение. …
Автоматическое перечисление возможных кинематических диаграмм для раздельных гибридных конфигураций с одной планетарной передачей | Журнал механического проектирования
Теоремы осуществимости были применены к нескольким конфигурациям, и полученные результаты подтвердили, что данная конфигурация 1PG может иметь несколько возможных кинематических диаграмм. Кроме того, результаты показали, что соединение двухкомпонентного узла, т.е.е., узел, разделяющий два компонента, влияет на выполнимость кинематических диаграмм. Определив солнечную шестерню как самый нижний узел, результаты показали, что чем ниже двухкомпонентный узел, тем меньше количество возможных кинематических диаграмм. Фактически, существует 12 возможных кинематических схем для любого типа конфигурации 2C-S, 16 для любого типа конфигурации 2C-C и 18 для любого типа конфигурации 2C-R.
Учитывая огромное пространство для проектирования, возможные и хорошие кинематические диаграммы, полученные для 3 из 12 конфигураций 1PG, т.е.е., № 7, № 9 и № 12, проиллюстрированы и дополнительно обсуждаются в этом разделе. В этом разделе основное внимание уделяется этим трем конфигурациям, поскольку недавнее исследование показало, что конфигурации № 7, № 9 (Prius) и № 12 (Вольт) имеют лучшую производительность среди всех существующих конфигураций 1PG, то есть 12 конфигураций 1PG, показанных на рис. 3 [21]. Обратите внимание, что Volt имеет четыре режима работы, два режима электромобиля и два гибридных режима с использованием трех сцеплений. Эти муфты, однако, не рассматриваются в этом исследовании, поскольку больше внимания уделяется гибридному режиму.Для разработки многомодовых сплит-гибридов 1PG читатели могут обратиться к статье Zhang et al. [22].
На рисунках 9 и 10 показаны четыре кинематические схемы Prius, которые уже были запатентованы. Обратите внимание, что эти четыре возможные диаграммы являются лишь подмножеством 18 возможных кинематических диаграмм, полученных с помощью предлагаемого метода. Например, рис. 10 (b) представляет собой кинематическую схему, используемую в нынешней трансмиссии Prius второго поколения.Он был зарегистрирован в качестве патента в США (патент № US6886648) в 2005 г. (см. Рис. 1 (d)). Обратите внимание, что 18 возможных вариантов конфигурации Prius показаны в Приложении. Точно так же четыре примера из 18 возможных кинематических диаграмм конфигурации № 12 (Вольт) показаны на Рис. 12. Хотя несколько ссылок пытались проиллюстрировать действительную кинематическую диаграмму Вольт, используемую GM, до сих пор, насколько нам известно, GM фактически не разглашает никакой информации о расположении компонентов Volt [23].Кроме того, конфигурация №7 не может быть найдена через патентный поиск. Обратите внимание, что некоторые из этих кинематических схем Prius еще не зарегистрированы в качестве патентов и поэтому могут использоваться любыми другими производителями автомобилей. Конечно, прежде чем приступить к дальнейшим разработкам, необходимо ответить на вопрос, являются ли эти запатентованные реализуемые кинематические схемы Prius практически хорошими конструкциями. Например, на основе критериев выбора хорошей конструкции, предложенных в этой статье, среди четырех возможных кинематических диаграмм Prius, показанных на рис.9 и 10, только кинематические схемы, показанные на рис. 10 (b), считаются хорошей конструкцией. Аналогично, для конфигурации Volt № 12 только кинематические схемы, показанные на рис. 12 (b), считаются хорошей конструкцией. Три кинематические схемы, показанные на рис. 10 (d), 12 (a) и 12 (c) исключены вторым критерием проектирования, а фиг. 10 (d) и 12 (d) третьими критериями проектирования, а фиг. 9 (b) – первыми критериями проектирования.
В таблице 2 приведены хорошие кинематические диаграммы, полученные для конфигураций № 7, № 9 (Prius) и № 12 (Вольт).В случае конфигурации Prius две из трех хороших кинематических схем, показанных в таблице 2, уже зарегистрированы в качестве патентов. Насколько нам известно, кинематическая диаграмма № 9-1 в Таблице 2 еще не защищена каким-либо патентом. В случае конфигурации № 12 Mi et al. утверждал, что вторая хорошая кинематическая диаграмма, то есть № 12-2 в таблице 2, принадлежит Вольту [23]. Однако, проанализировав 3D-чертежи трансмиссии Вольта, авторы считают, что первая хорошая кинематическая схема, т.е.е., № 12-1 в Таблице 2, это фактическая диаграмма Вольт. Наконец, ни одна из хороших кинематических диаграмм для конфигурации № 7 не может быть найдена посредством патентного поиска. Обратите внимание, что все хорошие кинематические диаграммы, представленные в таблице 2, относятся к случаю № 2 категорий диаграмм позиционирования. В основном это связано с предложенными вторым и третьим критериями выбора удачного дизайна. Также было обнаружено, что на количество хороших конструкций влияет то, к какому узлу подключен двигатель. Кроме того, результаты показали, что количество хороших проектов зависит от того, к какому узлу подключен двигатель.Фактически, для всех 12 конфигураций, когда двигатель соединен с зубчатым венцом, есть только две хорошие кинематические схемы, например конфигурация № 12 в Таблице 2. С другой стороны, когда двигатель соединен либо с водилом, либо с солнечная шестерня, всегда есть три хорошие кинематические схемы, например, конфигурации № 7 и № 9 (Prius). Эта разница в количестве хороших дизайнов связана с первым критерием выбора хороших дизайнов.
Кинематическая конструкция рычажного механизма с семью стержнями с оптимизированными центродами для резки с чистым валком
В этой статье представлен новый метод проектирования рычага с семью стержнями, основанный на оптимизации центрод.Предложенный метод применяется к конструкции режущего механизма чистой прокатки, в котором сформулирована тесная взаимосвязь между линиями контакта и центродами двух тел чистой прокатки и принят алгоритм генетической оптимизации для размерного синтеза механизма. Оптимизация проводится для минимизации ошибки между центродами механизма и ожидаемыми траекториями с учетом проектных требований, касающихся расстояния открытия, максимальной величины ошибки перекрытия и пикового значения усилия сдвига.Получено оптимальное решение, и результаты анализа показывают, что горизонтальное проскальзывание и стандартное отклонение самых нижних движущихся точек верхней срезной лопасти уменьшились на 78,0% и 80,1%, а максимальное значение напряжения сдвига уменьшилось на 29%, что указывает лучшая производительность резки и долгий срок службы.
1. Введение
Рычажный механизм с семью стержнями имеет две степени свободы, которые можно использовать во многих машинах с изменяемыми траекториями. Из всех связанных машин типичным примером является режущий механизм чистой прокатки с семью стержнями, который создает движение чистой прокатки между двумя контактирующими телами [1–4].
Проектирование механизма чистого качения – это, по сути, задача траекторного синтеза звеньев, для которой доступно множество синтезированных методов. Синтез может проводиться как для набора заданных точек, так и для непрерывной траектории [5, 6]. Результаты синтеза точные или приблизительные. Обычно точный синтез сложно реализовать на практике, и используются приближенные методы, чтобы максимально приблизить заданные точки или непрерывную траекторию [7]. Чтобы оценить отклонение траектории приближенного синтеза, вводятся некоторые функции измерения отклонения траектории, включая детерминированную ошибку [8], отклонение Фурье [9], подобие формы [10], функцию неоднозначности [11] и отклонение согласования характеристик формы [12]. .
Как правило, существует два различных способа выполнения приближенного синтеза, а именно, прямой и косвенный методы синтеза. Метод прямого синтеза генерирует механизм непосредственно по заданным точкам или непрерывной траектории. Нельсон Ларсен [13] использовал атлас кривых муфты для анализа четырехзвенной связи, но точность вычислений была неудовлетворительной. Крамер [14] расширил метод синтеза выборочной точности для создания механизма движения с четырьмя стержнями с заданными вращениями входного кривошипа, который использовал метод поиска Гука-и-Дживса для обработки ограничений равенства в процессе синтеза.Суббиан и Флуград [15] реализовали метод продолжения для работы с наборами полиномиальных уравнений в синтезе генерации четырех стержней, который оказался более эффективным. Тем не менее, даже с помощью этих численных методов, уравнения нелинейного синтеза высокого порядка все еще трудно решить. Cabrera et al. [8] использовали алгоритм генетической оптимизации для оптимизации ошибки положения между заданными целевыми точками и точками, достигнутыми результирующим механизмом во время синтеза четырех стержневых планарных механизмов.Чтобы добиться как эффективности, так и высокой точности, многие другие алгоритмы оптимизации также используются при синтезе траектории механизма, например, моделирование отжига [16] и стохастический метод [17].
Метод косвенного синтеза [10, 12] используется для поиска совпадающей траектории из предопределенного атласа траекторий, вместо прямого создания схемы механизма, которая выполняется путем анализа ожидаемой траектории и последующего экспорта соответствующих типов и размеров механизмов. .При наличии подобной схемы будет получено минимальное отклонение траектории. Метод непрямого синтеза в основном основан на большой емкости хранения данных и способности компьютера к быстрому поиску. Хотя быстрое совершенствование компьютеров способствует применению и развитию косвенного синтеза, трудности создания атласа траекторий, возможности хранения больших объемов данных компьютера и подход к эффективному поиску наиболее подходящей траектории все еще остаются сложными. проблемы, которые необходимо решить.
Что касается проблемы здесь, то конструкция рычагов с семью стержнями для чистой прокатки должна соответствовать как траектории, так и другим требованиям для обработки, то есть резки стальных листов. Сдвиговое движение перекатывающегося срезного механизма обычно реализуется посредством относительного движения между верхним срезным лезвием и нижним срезным лезвием. Ожидаемое поперечное движение должно быть чистым качением без проскальзывания. В связи с этим Ван и Хуанг [18] разработали оптимизированную модель для скользящего механизма качения с одним валом и двойным эксцентриситетом, выбрав четыре положения движения в качестве точек доступа для получения ожидаемых движений, в то время как разность фаз была установлена одинаковой.Ян и др. [19] использовали ограничения равного радиуса кривошипа и равной длины рычажного механизма для создания оптимизационной модели роликового срезного механизма с канавкой направляющей ролика. Sun et al. [20] разработал механизм качения сдвига, оптимизировав траекторию самой нижней движущейся точки верхнего срезающего лезвия, но верхнее срезное лезвие не могло совершать чисто качательное движение относительно нижнего лезвия из-за горизонтального скольжения. В [21] оптимизированная для синтеза модель была построена для разработки механизма качения сдвига с использованием направляющего стержня в качестве дополнительной конструктивной переменной, в то время как идентичная разность фаз и одинаковая длина между разработанным направляющим стержнем и ожидаемым направляющим стержнем приняты для четырех позиции.Чтобы улучшить качество сдвига, уменьшить износ лезвия и продлить срок службы лезвия режущего станка [22], как правило, чистое перекатывающее движение между режущими лезвиями может быть преобразовано в серию положений перемещения и фазовых углов семи частей. стержневые связи, с помощью которых применяется оптимизированный метод для получения надлежащих размеров рычагов. В определенных ситуациях синтез может удовлетворить только некоторые ключевые моменты; Таким образом, точность движения разработанного режущего механизма чистой прокатки невысока. Трудно реализовать чистое прокатное движение в течение всего процесса резания из-за того, что характеристики резания не учитывались и не воплощались в синтезе.
В этой статье предлагается метод кинематической конструкции рычажного механизма с семью стержнями для создания чистого качения за счет оптимизации центрод. Предлагаемый метод разработан на основе взаимосвязи центрод и линий соприкосновения чистого качения. Приведен пример механизма прокатки сдвига с семью стержнями, чтобы продемонстрировать метод достижения чистого прокатного движения. Алгоритм генетической оптимизации используется для получения размеров механизма с метрической функцией минимальной ошибки аппроксимации между центродами механизма и ожидаемыми траекториями срезающего лезвия.Ограничения сформулированной задачи оптимизации для механизма чистой прокатки включают проектные требования в отношении расстояния раскрытия, максимальной величины ошибки перекрытия и пикового значения усилия сдвига. Кроме того, исследуются характеристики недавно разработанного механизма прокатки сдвига и сравниваются с исходным, что показывает преимущества нового метода.
2. Расчетная модель
2.1. Проектная проблема и формулировка проблемы
Механизм прокатных ножниц представляет собой типичный режущий механизм чистой прокатки, который обычно используется для средних листовых ножниц.Механизм рычажного механизма с семью стержнями является обычным применением механизма качения сдвига [23], как показано на рисунке 1.

Механизм рычажного механизма с семью стержнями имеет 2 степени свободы, соответствующие кривошипам и приводным звеньям, которые вращаются. с той же угловой скоростью и с постоянной разностью фаз, разделяя потребляемую мощность. Звено, к которому прикреплена верхняя лопасть, выдает движение. Как правило, нижний нож фиксируется на раме, а верхний нож перемещается относительно нижнего ножа, чтобы разрезать стальную пластину между ними, как показано на рисунке 2.

Горизонтальное скольжение верхнего ножа должно быть как можно меньше, чтобы уменьшить износ ножа. Между тем, глубина резания верхнего ножа ножниц должна быть одинаковой, чтобы уменьшить деформацию изгиба стального листа, обеспечивая стабильное качество резки стального листа. Таким образом, идеальным движением верхнего лезвия должно быть резание чистой прокаткой по отношению к стальному листу во время процесса резки, чтобы гарантировать отсутствие горизонтального скольжения между лезвием и стальным листом в точке соприкосновения с резанием.
Одно из твердых тел обычно выбирается для закрепления, а другое перемещается относительно выбранного для удобства во время анализа движения двух твердых тел, как показано на рисунке 3. Жесткое тело II фиксируется в системе координат. Жесткое тело I, на котором построена подвижная система координат, движется в неподвижной системе координат. Точка тела I имеет скорость, а тело I вращается вокруг точки с угловой скоростью. Состояние движения тела I в любой момент является либо (а) полным поступлением, либо (б) вращением вокруг определенной точки тела I, скорость которого в фиксированной системе координат равна нулю.Точка называется центром мгновенной скорости, а весь перенос можно рассматривать как точку, находящуюся на бесконечности. Итак, движение тела I можно рассматривать как чистое вращение вокруг в любой момент. Когда твердое тело I движется, центр мгновенной скорости отслеживает траекторию в фиксированной системе координат, которая называется фиксированной центродой, и траекторию в движущейся системе координат, которая называется движущейся центродой. Движение тела I можно рассматривать как чистое качение движущейся центроды вместе с неподвижной центродой без скольжения.

Поскольку толщина стального листа намного меньше ширины стального листа и длины лезвия, линия контакта режущего лезвия и стального листа на практике обычно рассматривается как точка контакта. Таким образом, идеальное режущее движение можно рассматривать как чистое перекатывающее движение между верхним срезным лезвием и нижним срезным лезвием без скольжения в точке контакта. Задача состоит в том, чтобы синтезировать рычажный механизм для чистого прокатного сдвигового движения, чтобы профили верхней и нижней лопастей совпадали с движущимися и неподвижными центродами выходного звена, соответственно, во время процесса резки.
2.2. Модель кинематического дизайна
Для создания кинематической расчетной модели выбрана связь с семью стержнями, топологическая структура которой может быть получена, как показано на рисунке 4.

(a) Принципиальная схема механизма
(b ) Топологическая структура механизма
(a) Принципиальная схема механизма
(b) Топологическая структура механизма
Звенья и назначаются как ведущие звенья, в то время как тройное звено назначается как выходной соединитель, к которому прикреплен верхний нож.Ссылка, которая также является троичной связью с номером 7, выбрана в качестве фрейма. Итак, имеется 6 подвижных звеньев, соответствующих 6 углам, как показано на рисунке 5. Векторные уравнения замкнутого контура HGDEFH и HGCBAH перечислены следующим образом:

Обычно соединения и конструируются с одинаковыми высота для удобства конструкции конструкции и передачи энергии. Для удобства моделирования векторы HK и KF вводятся вместо векторов HA и HF , как показано на рисунке 5.Длины векторов HK и KF представляют собой вертикальные и горизонтальные расстояния стыка относительно стыка соответственно.
Итак, (2) можно получить из новых замкнутых контуров HGDEFKH и HGCBAFKH как
Фиксированная система координат и подвижная система координат устанавливаются в шарнирной точке и в центре ведомого звена соответственно. . Помимо основных параметров длины 6 подвижных звеньев, показанных на рисунке 5,,, и, вводятся для определения размеров звена, и,, и представлены для векторов AF , HK и KF .Таким образом, параметры длины связи равны. Расширение (2) дает
Ведущие звенья и имеют одинаковую угловую скорость с постоянной разностью фаз, разделяя входную мощность. Это означает . Дифференцирование по времени (3) дает где, где даны величины, обозначающие угловую скорость звеньев и. Таким образом, и можно получить, решив (3) – (4).
Ведомое звено должно создавать движение резания чистого качения между верхним и нижним ножами.Во время процесса резки мгновенный центр образует движущуюся центроду относительно ведомого звена и неподвижную центроду относительно неподвижной рамы, представленных кривыми и, как показано на рисунке 5. Чтобы вывести кинематические уравнения центрод, преобразование координат Матрица используется для преобразования точек из движущейся системы координат в фиксированную систему координат, которая связана с углом поворота и расстоянием перемещения [24]. Пусть координаты мгновенного центра находятся в фиксированной системе координат и в подвижной системе координат.Дополнительная система координат, которая устанавливается в шарнирной точке, как показано на рисунке 5, вводится для реализации преобразования координат между фиксированной и подвижной системами координат. Два набора координат и связаны между собой, где матрица является однородной матрицей преобразования из фиксированной системы координат в и является единицей из в движущуюся систему координат. Они указаны где и представляют собой углы ориентации звеньев и, – угол между векторами GD и GL , и – угол ориентации оси в системе координат; представляет длину.Подставляя вышеприведенное уравнение в (5) и после дифференцирования по времени, мы получаем где и – скорости мгновенного центра. и – угловые скорости звеньев и. Поскольку скорость центра мгновенной скорости в любой момент в фиксированной системе координат равна нулю, а именно, путем компоновки и переписывания приведенного выше уравнения, движущаяся центрода связи выражается как
Подставляя (8) в (5), фиксированная centrode получается как
До сих пор были получены как подвижные, так и неподвижные центроды, на основании которых можно найти оптимальные размеры и положения механизма, чтобы гарантировать, что траектории движущихся и неподвижных центрод взаимодействуют друг с другом таким образом, чтобы чистая прокатка.
3. Оптимизация проекта
В этом разделе рассматривается вариант конструкции с семью стержнями прокатного режущего механизма как разновидности обычного режущего механизма чистой прокатки. Идеальным движением сдвига механизма качения сдвига должно быть чистое движение качения между верхним и нижним срезным ножом. С созданными движущимися центродами и неподвижными центродами, совпадающими с линиями контакта движения верхнего и нижнего срезающего лезвия, соответственно, может быть получено чистое перекатывающее движение.Следовательно, целевая функция оптимизации и ограничения могут определяться чистым прокатным движением и требованиями к производительности резания. Метод генетической оптимизации [25] используется для определения надлежащих размеров рычагов механизма качения сдвига благодаря его эффективности и удобству.
3.1. Конструктивные параметры
Конструктивные параметры раскатывающего механизма ножниц задаются процессом резания [26, 27]. Эти конструктивные параметры включают ширину срезанной пластины, максимальную толщину среза, перекрытие среза и угол среза, как показано на Рисунке 6.Ширина определяет горизонтальную ширину нижнего срезающего лезвия, а перекрытие срезающего полотна дает величину перекрытия между верхним и нижним срезными лезвиями в процессе резки. Угол сдвига относится к точке контакта между нижним срезным лезвием и касательной дуги верхнего срезающего лезвия.

3.2. Оптимизация Модель
Исходя из проектных параметров, можно получить ожидаемые траектории (или профили) верхних и нижних срезных ножей. Цель модели генетической оптимизации состоит в том, чтобы найти набор оптимальных размеров механизма, чтобы минимизировать отклонение между центродами и ожидаемыми траекториями верхних и нижних срезных лопастей с учетом некоторых конкретных требований к конструкции.Подробная модель оптимизации выглядит следующим образом.
3.2.1. Переменные оптимизации
Конструктивными переменными механизма качения сдвига, как правило, являются длины звеньев и положения шарнирных соединений. Эти проектные переменные определены как переменные оптимизации, выраженные вектором t : в котором каждая переменная представляет параметр размера схемы механизма, такой как длины звеньев и фазовые углы. Каждую оптимальную схему можно выразить вектором, называемым оптимальной точкой.
3.2.2. Цель оптимизации Функция
Цель оптимизации конструкции состоит в том, чтобы сделать так, чтобы движущаяся центрода приближалась к профилю верхней срезной лопасти, а неподвижная центрода максимально приближалась к профилю нижней срезной лопасти. Соответственно, целевая функция оптимизационного проекта может быть определена как сумма ошибок приближения, включая ошибку приближения для движущейся центроды и верхней срезной лопасти, вместе с ошибкой приближения для фиксированной центроды и нижней срезной лопасти, которая будет минимизирована следующим образом : где и – ошибки аппроксимации кривой между движущейся центродой и верхним срезным лезвием и фиксированной центродой и нижним срезным лезвием, соответственно.Ошибки следует оценивать в подвижной системе координат и фиксированной системе координат на верхней и нижней срезной лопасти, как показано на рисунке 7.

Геометрические уравнения движущейся центроды и профиля верхней срезной лопасти в движущейся координате. Система может быть записана как Кроме того, уравнения неподвижной центроды и профиля нижней срезной лопасти в фиксированной системе координат могут быть записаны как где и является константой, описывающей положение срезанной пластины.
Ошибки и могут быть определены с помощью
Следовательно, целевая функция оптимизации для конструкции режущего механизма чистой прокатки может быть выражена как
3.2.3. Ограничения
Ограничения сдвигового механизма качения в основном включают некоторые параметры движения и рабочие параметры, такие как расстояние раскрытия, ошибка перекрытия при сдвиге верхнего и нижнего срезающего лезвия и пиковое значение усилия сдвига.
( 1) Ограничение расстояния открытия .Чтобы срезанная пластина плавно проходила между двумя режущими лезвиями, зазор между верхним и нижним срезными лезвиями после резки, также известный как расстояние раскрытия (), которое является функцией переменной конструкции, должен быть больше, чем Расчетное значение, связанное с толщиной срезанной пластины:
( 2) Ограничение ошибки перекрытия . Ошибка перекрытия в направлении ширины пластины должна быть ограничена заданной величиной. Величина перекрытия – это расстояние от самой нижней точки перемещения верхнего срезающего лезвия до нижнего срезающего лезвия.Координаты самой нижней движущейся точки в фиксированной системе координат могут быть получены с помощью геометрического соотношения, как показано на рисунке 6. Его можно записать как где и – радиус дуги и угол падения верхней срезной лопасти, соответственно, и – координата средней точки на верхней режущей кромке в фиксированной системе координат. Таким образом, ограничение ошибки перекрытия выражается как
( 3) Пиковое значение ограничения поперечной силы. Как правило, силы, прикладываемые к верхнему срезному лезвию, относятся как к поперечной силе, так и к другим силам, например к силе трения.Пиковое значение ограничения силы сдвига может быть введено путем ограничения максимальной силы сдвига, которая обычно возникает на начальной стадии сдвига. Сила сдвига [28] сдвигового механизма прокатки выражается как где и представляет собой предел прочности и относительное удлинение материала для срезанного листа, представляет собой коэффициент преобразования, представляет собой отношение зазора между лезвиями сдвига к толщине стального листа и отношение расстояния между кромкой режущего лезвия и стальной пластиной к толщине стальной пластины.Ограничение силы сдвига может быть ограничено углом сдвига, потому что пиковое значение силы сдвига может сильно коррелировать с углом сдвига. Следовательно, он может быть задан с помощью заданного угла сдвига, который записывается как где – начальный угол сдвига верхнего срезающего лезвия. В соответствии с приведенным выше обсуждением для определения размеров прокатного срезного механизма окончательный расчетный вектор, отмеченный как, где размеры механизма обеспечивают чистое качательное движение верхней срезной лопасти, может быть получен с помощью алгоритма генетической оптимизации.
4. Результаты и анализ
В соответствии с функциями оптимизации и заданными требованиями к сдвигу будет синтезирован механизм с семью стержнями для чистовой прокатки, а кинематические характеристики будут проанализированы и сравнены с исходным.
4.1. Результаты оптимизации
Механизм с семью стержнями для чистой прокатки показан на рисунке 1. Фактические расчетные параметры срезанного листа используются в качестве расчетных параметров прокатного срезного механизма, как показано в таблице 1.
9070 мм 9069
Ширина листа Максимальная толщина Величина перекрытия Угол сдвига Расстояние открытия
2,24 ° ≥200 мм
Длина каждого звена и начальные фазовые углы двух кривошипов используются в качестве переменных оптимизации.Учитывая, что константа должна быть установлена как -400 мм в (13), ограничение начального угла сдвига выбирается следующим образом:. Между тем, вышеупомянутая модель оптимизации прокатного сдвига может быть создана вместе с используемым алгоритмом генетической оптимизации. Таким образом, можно получить длины рычагов, координату фиксированной точки шарнира и начальный фазовый угол кривошипа нового механизма, как показано в таблице 2.
9069 Начальный угол поворота 9069 9069 114.0 °
Параметры результата Значение
Длина звена 114.9 мм
Длина звена 114,9 мм
Длина звена 864,1 мм
Длина звена 864,1 мм
Длина Длина звена 2400,0 мм
Длина звена 856,7 мм
Длина звена 807,2 мм
Координаты фиксированной точки шарнира
4.2. Анализ кинематических характеристик
Основной кинематической характеристикой, рассматриваемой для этой конструкции, является движение чистого качения между двумя лопастями, которое описывается отклонениями между неподвижными и движущимися центродами и линиями соприкосновения, которые интуитивно демонстрируются через траекторию самой нижней движущейся точки и дуги. средняя точка верхнего срезающего лезвия. Производительность резки проиллюстрирована сравнением угла сдвига и напряжения сдвига между исходной конструкцией и новой конструкцией в этой статье.
Проведено моделирование и анализ производительности механизма прокатки сдвига на основе программ Pro / E и MATLAB. На рисунке 8 показана имитационная модель движения механизма качения сдвига.

Сравнение неподвижной центроды верхнего срезающего лезвия и нижнего срезающего лезвия между исходными и оптимальными результатами показано на Рисунке 9. Разработанная фиксированная центрода имеет лучшую прямолинейность в сегменте, которая может приблизительно соответствовать горизонтальной линии контакта. лучше и соответствует целевой функции.Обратите внимание, что оси не изометричны для ясной демонстрации.

На рисунке 10 показано, что спроектированная движущаяся центрода идеально аппроксимирует симметричную дугу, что означает, что она идеально аппроксимирует дугу движущегося контакта, что соответствует целевой функции. Обратите внимание, что оси не изометричны для ясной демонстрации.

На рис. 11 показана траектория средней точки дуги на верхнем режущем лезвии, которая представляет часть процесса резки.Обратите внимание, что оси не изометричны для ясной демонстрации. Результаты показывают, что горизонтальное проскальзывание спроектированной верхней срезной лопасти подтверждено на уровне 0,97 мм, по сравнению с исходным результатом 4,88 мм, уменьшенным на 80,1%, что показывает, что спроектированный профиль верхнего срезающего лезвия лучше при реализации чисто прокатного движения, а также косвенно доказывает правильность методики расчета размеров прокатного механизма сдвига.

(a) Общий вид
(b) Траектория в процессе резки
(a) Общий вид
(b) Траектория в процессе резки
На рис. острие верхнего срезающего лезвия является приблизительно прямой линией, а его прямолинейность отражает перекрывающуюся ровность верхнего и нижнего срезающего лезвия.Обратите внимание, что оси не изометричны для ясной демонстрации. Стандартное отклонение оптимального результата в наборах траекторий самой нижней точки перемещения верхней дуги во время процесса резки подтверждено как 0,415 мм, по сравнению с исходным результатом 1,890 мм, уменьшенное на 78,0%, что указывает на более равномерное перекрытие между верхним и нижним ножами среза.

(a) Общий вид
(b) Траектория в процессе резки
(a) Общий вид
(b) Траектория в процессе резки
Изменения угла сдвига и напряжения до и после конструкция показана на Рисунке 13, что указывает на то, что начальный угол спроектированного механизма прокатки сдвига в начале процесса резания приблизительно равен, в то время как исходный начальный угол равен.Это улучшение будет представлять большой интерес для улучшения начального пикового значения силы сдвига. Угол сдвига увеличивается примерно до 2,2 °, когда процесс резки переходит в стадию стабильной прокатки, независимо от первоначальной или новой конструкции. Пиковое значение напряжения сдвига разработанного механизма прокатки сдвига примерно уменьшается на 29% по сравнению с исходным пиком напряжения сдвига. Более того, приведенные выше рисунки вместе с кривой изменения угла сдвига показывают, что напряжение сдвига и угол сдвига изменяются противоположно.Следовательно, полезно улучшить начальный угол сдвига, чтобы уменьшить начальное напряжение сдвига.

(a) Угол сдвига
(b) Сдвигающая сила
(a) Угол сдвига
(b) Сдвигающая сила
5. Выводы
Новый подход к проектированию семистержневого рычажного механизма для Чистопрокатная резка с оптимизацией центродов представлена в этой статье. Используя алгоритм генетической оптимизации, предложенный метод позволяет конструктору получить оптимальное сцепление, которое минимизирует погрешность между центродами механизмов и профилями чистой прокатки.С помощью предложенного метода разработан механизм прокатки сдвига с семью стержнями, который имеет лучшие характеристики по сравнению с исходным механизмом в следующих аспектах: (1) Горизонтальное проскальзывание разработанного механизма сдвига прокатки было уменьшено на 78,0%, что увеличивает эффективность резки и снижает износ режущего лезвия. (2) Стандартное отклонение самой нижней точки перемещения на верхнем режущем лезвии уменьшено на 80,1%, что указывает на лучшее качество стальных листов. (3) Пиковое значение сдвига Напряжение, которое указывает на мощность механизма прокатки сдвига, снижено на 29% для увеличения срока службы.
Предлагаемый в данной статье способ используется для механизма чистой прокатки с семью стержнями. Это также может быть применимо к другим типам механизма чистой прокатки. В этой статье метод генетического алгоритма оптимизации принят для получения оптимального решения, а другие методы оптимизации могут быть рассмотрены для поиска лучших оптимальных решений в будущем исследовании.
Конфликт интересов
Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов в отношении публикации этой статьи.
Благодарности
Авторы с признательностью отмечают финансовую поддержку Национального фонда естественных наук Китая (грант № 51275067).
Microsoft Word – DESIGN2016_337_b.docx
% PDF-1.6 % 1 0 obj > / OCGs [6 0 R] >> / Страницы 3 0 R / Тип / Каталог >> эндобдж 5 0 obj > / Шрифт >>> / Поля [] >> эндобдж 2 0 obj > поток 2016-04-22T13: 30: 44 + 02: 002016-04-22T13: 30: 44 + 02: 002016-04-22T13: 30: 44 + 02: 00PScript5.dll версии 5.2.2application / pdf
Microsoft Word – DESIGN2016_337_b.docx
проч.
uuid: 29aef850-9da2-4947-aa60-18a5af93320cuuid: 2665e8bb-68c6-4e86-bbf8-a5e234be34d6 Acrobat Distiller 11.0 (Windows) конечный поток эндобдж 3 0 obj > эндобдж 10 0 obj > / ExtGState> / Font> / ProcSet [/ PDF / Text / ImageC / ImageI] / XObject >>> / Rotate 0 / Type / Page >> эндобдж 11 0 объект > / Font> / ProcSet [/ PDF / Text] / XObject >>> / Rotate 0 / Type / Page >> эндобдж 12 0 объект > / Font> / ProcSet [/ PDF / Text / ImageC] / XObject >>> / Rotate 0 / Type / Page >> эндобдж 13 0 объект > / Font> / ProcSet [/ PDF / Text / ImageC] / XObject >>> / Rotate 0 / Type / Page >> эндобдж 14 0 объект > / ExtGState> / Font> / ProcSet [/ PDF / Text / ImageC / ImageI] / XObject >>> / Rotate 0 / Type / Page >> эндобдж 15 0 объект > / Font> / ProcSet [/ PDF / Text / ImageC] / XObject >>> / Rotate 0 / Type / Page >> эндобдж 16 0 объект > / Font> / ProcSet [/ PDF / Text] / XObject >>> / Rotate 0 / Type / Page >> эндобдж 17 0 объект > / Font> / ProcSet [/ PDF / Text] / XObject >>> / Rotate 0 / Type / Page >> эндобдж 63 0 объект > поток HlWmoH_1 tUZh6f / H-pAd [[E2 “G Ěyyx ۃ o rs {q ^ fċB |?] \ – / |, 4D 髋 {^].`iqS = vV” 9aq1 & CRVoe խ ukĨ * ũγFN [Ubu-ι]! dp> w ߙ ڒ m $ & eKznxIwYα ,? P`W7uvT̸AH? Z3s_c ձ cn = “q> | 9] L_” TD * 3r) sөӔ * d ~ R ~ teI 3 (tMG $ 1! 5I
Кинематические определения и элементы
Основные кинематические элементы
Вы собираете механизмы (называемые кинематическими цепями или связями) с деталями и соединениями – основными кинематическими элементами.
Некоторые основные определения
Кинематика и кинематические цепи
Кинематика
Исследование родственников, связанных с.Кинематика не учитывает силы, необходимые для перемещения кинематической цепи.
Кинематическая цепь
Серия твердых тел и шарниров, все из которых движутся предсказуемым образом, учитывая движение как минимум одного твердого тела. Одно твердое тело в кинематической цепочке называется базовой деталью в MechDesigner.
Жесткий кузов
Твердое тело – это не настоящее тело.
Твердое тело:
• не расширяется при нагревании
• имеет точную и заданную длину
Соединение
Соединение позволяет относительное движение между твердыми телами.
Идеальное соединение:
• не имеет люфта
• не сопротивляется движению с трением или другой разрушительной силой.
Машины против механизмов
Машины – это кинематические цепи, которые выполняют полезную работу, передают силы между частями для передачи мощности от входа к выходу.
Механизмы – это кинематические цепи, передающие движение или информацию.
В MechDesigner нет различия. Однако часто возникают семантические споры о том, когда механизм становится машиной, и наоборот. Разница между ними не всегда очевидна, потому что:
• Машины передают усилие. Но движение также передается от части к части.
• Механизмы передают движение. Но сила также передается от части к части.
Детали
Наименования деталей MechDesigner
В MechDesigner мы используем название Part для твердого тела.
Мы используем три разных названия для Деталей. Каждый из них является твердым телом. Мы даем им «производные имена», чтобы упростить выполнение инструкций в нашей справке.
Базовая часть – это опорная рамка в каждом механизме-редакторе.
Маленькие оси XY находятся в исходной точке и на.
Вы должны добавить хотя бы одно соединение между ним и другой Деталью. Обычно стыков больше.
Прежде чем вы сможете добавить соединения между ним и другими деталями, вы должны добавить элементы эскиза в базовую деталь.
Добавленная деталь – (Деталь).
Это двоичная часть. (см. ниже: Кинематические имена)
Деталь можно сделать тройной, четвертичной. (см. ниже: Кинематические имена)
Добавленные детали лежат на плоскости механизма.
Соединительная деталь
Мы используем соединительные детали в пространственных кинематических цепях.
Соединительные детали не лежат на плоскости механизма.
Они соединяют две разные части на двух разных плоскостях механизмов и между двумя разными редакторами механизмов.
Кинематические наименования деталей
Справочная система: Система отсчета для определения относительного движения движущихся частей.
Бинарные ссылки, троичные ссылки, четвертичные ссылки … Части с двумя, тремя, четырьмя и более точками.
Мы не «добавляем» двоичные, тройные и четвертичные части.Мы редактируем Деталь, чтобы добавить любое количество Очков.
Для полноты, части с двумя, тремя и четырьмя точками показаны ниже.
Опорная рамка
Опорная рамка – это деталь, которая не движется – она закреплена на плоскости механизма.
Это система отсчета, на основе которой мы можем определить или измерить движущиеся части. Базовая часть может сама перемещаться относительно других плоскостей механизмов.
Двоичная ссылка:
У
двоичных ссылок есть точки на каждом конце.
Это деталь по умолчанию в MechDesigner,
Тернарная ссылка:
В тройной части есть три точки. Чтобы сделать тройную деталь в MechDesigner:
2. Отредактируйте его в редакторе деталей
4. Закройте редактор деталей.
На этом изображении дополнительная точка находится на вершине двух линий.
Четвертичное звено
Вот четвертичная часть.В нем четыре точки.
Это может надоесть. Вы угадали, добавьте линии или очки, чтобы получить два дополнительных очка.
Точно так же вы можете добавить пять, шесть, семь, восемь …. точек к детали.
Соединения
Соединения заставляют детали двигаться относительно друг друга заранее определенным образом. Различные типы суставов дают разное относительное движение.
Шарнир также известен как «кинематическая пара». Есть три типа кинематических пар; каждый дает различное относительное движение.
Нижние кинематические пары
Они используют точки, линии и плоскости для ограничения контакта между двумя частями с помощью точек, линий и плоскостей.
Есть шесть нижних кинематических пар. У нас их три в MechDesigner.
Остальные три: винтовые, цилиндрические и плоскость на плоскости. У нас их нет в MechDesigner.
Револьвентная пара (шарнирное соединение).
Линия (ось вращения) в детали остается коллинеарной линии (ось вращения) в другой детали.
Плоскости, перпендикулярные (⊥) линиям в деталях, остаются в контакте.
Призматическая пара (скользящее соединение)
Линия детали остается коллинеарной линии другой детали.
Плоскости, параллельные линиям деталей, остаются в контакте.
Сферическая пара (шаровой шарнир)
Точка в детали остается в контакте с точкой в другой детали.
Правило в MechDesigner:
На каждом конце одной детали должен быть шаровой шарнир 0
Высшие кинематические пары
Ограничивает контакт между двумя деталями с помощью кривых или поверхностей – также называется «полусоединением».
Пара кулачка и кулачка-ролика
Кулачковый ролик остается в постоянном контакте с поверхностью кулачка.
Пара шестерен
Контакт между эвольвентными кривыми зубьев шестерни.
Кинематическая упаковка пар
Ограничения Точки для контакта с эскизом. Его можно использовать для моделирования ремней, цепей и других подобных устройств.
Ремни
Мы заставляем точку (называемую a) двигаться вдоль a с помощью Motion-Path FB
Можно сконфигурировать элементы эскиза как петлю (эскиз-петлю), и таким образом сделать так, чтобы точки следовали за непрерывной петлей – как это делает Пояс.
Вы можете использовать эскизную петлю для проектирования траекторий ремня или цепей.
Детали движения и размеры движения
Есть два элемента, для которых мы указываем движение.
Motion-Parts: вы указываете движение детали со значениями движения на входе в FB Motion-Dimension.
Motion-Points: вы указываете движение Point со значениями движения на входе в FB траектории движения.
Значок рычага
Значок слайдера
Параметр, определяемый FB Motion-Dimension:
• Угол между двумя деталями, когда мы соединяем их с помощью шарнирного соединения.Мы называем Motion-Part Rocker
– или –
• Расстояние между двумя частями, когда мы соединяем их с помощью скользящего соединения. Мы называем Motion-Part слайдером
Значок Motion-Path
Параметр, который задает FB Motion-Path:
• Расстояние относительно начальной точки элемента эскиза
Кинематика кривошипно-шатунного механизма – диаграммы скорости и ускорения
В первом руководстве этой серии, посвященном кривошипным механизмам. мы сначала нашли из геометрии выражение для смещения x ползунок как функция угла поворота коленчатого вала θ и отношения n (= L / R), а затем дифференцированные по времени, чтобы получить выражения для скорость и линейное ускорение также как функции θ и n.
Этот анализ дал необходимую информацию для слайдера, но не скорость и ускорение шатуна, движение который представляет собой комбинацию поступательного и вращательного движения. Этот информацию можно получить из диаграмм скорости и ускорения. Мы рассмотрим эти методы в этом руководстве.
В качестве введения мы рассмотрим некоторые общие принципы и техники.
Диаграммы скорости и ускорения
Диаграммы скорости и ускорения построены в масштабе с использованием известных количества и неизвестные значения, затем измеренные прямо с готовых схем.Также возможно получаем неизвестные значения из геометрии диаграмм, и мы принимаем это подход ниже. (В третьем уроке серии мы получаем эквивалентную информацию из векторных уравнений).
Ключевым моментом при построении диаграмм скорости и ускорения является различие между абсолютным и относительных шт. Учитывать диаграммы скоростей ниже, которые представляют, скажем, два шарнирных соединения в механизм обозначен a и b .Стрелки v _a и v _b обозначают направление и величина абсолютных скоростей точек a и b соответственно относительно o , которые обозначает «точку заземления» в общей системе координат.
Для создания диаграмм скоростей v _a и v _b соединены в их общей контрольной точке o и диаграмма закрыта третьей стрелкой.В (i) стрелка направление представляет собой относительную скорость v _{b / a} означает скорость точки b относительно точки а . В (ii) стрелка v _{a / b} представляет скорость точки a относительно точка б .
Построение диаграммы скоростей аналогично, но не совсем так. то же, что и обычные векторные диаграммы, показанные ниже. В обоих случаях величина и направление результирующих скоростей равны идентичный.
В векторе (i) v _a вычитается из вектор v _b дающий результирующий вектор v _{b / a} что представляет собой скорость точки b относительно скорость точки a . В (ii) вектор v _b вычитается из вектор v _a дающий результирующий вектор v _{a / b} что представляет собой скорость точки относительно до скорости точки b .
Диаграммы ускорения построены аналогично диаграммы скоростей с учетом того, что направления скорости и ускорение для точки не обязательно одинаково. Диаграммы ускорения также должны учитывать, что вращательные движение любой точки всегда имеет радиальную составляющую ускорения, направленную в сторону центр вращения и тангенциальный компонент ускорения, когда точка подвержены угловому ускорению. На диаграмме ниже показан диаграмма ускорения шатунной цапфы вращающегося шатуна.
На этой диаграмме точка A вращается вокруг точки O с угловым ускорение α. a _Ar – радиальный (центростремительный) ускорение точки A относительно точки O в направлении от A к О. а _На тангенциальное ускорение точка A относительно точки O в результате углового ускорения α. a _A – результирующее ускорение точки A относительно точка О. Обратите внимание, что диаграмма представляет собой снимок для удельный угол поворота коленвала и угловая скорость ω, которая постоянно изменяется за счет углового ускорения α.
В этом примере диаграмма ускорения такая же, как вектор диаграмму, поскольку все ускорения относятся к одной точке O. Поскольку ниже мы увидим, что это не так для всего кривошипа. механизм.
Плоское движение твердого тела
Когда мы исследуем движение кривошипа и шатуна в кривошипно-шатунный механизм, с которым мы имеем дело, кинематика твердого тела движется в двухмерной плоскости. Подходы классической теории это как комбинация продольного поступательного движения и вращения представлен в пример ниже.
Диаграмма представляет собой моментальный снимок векторов скорости в один момент времени в несколько точки вдоль продольной оси жесткого стержня, движущегося в двух размерная плоскость. В продольная составляющая скорости во всех точках вдоль этого ось должна иметь одинаковую величину, иначе тело будет расширение или сокращение. Если абсолютные скорости при двух точки на оси известны (в этом примере конечные точки A и B), соответствующие поперечные скорости, перпендикулярные линии на точки A и B определяют чистое вращательное движение с центром вращение по продольной оси в точке C *.Этот принцип применим к любому произвольному линия на твердом плоском теле. Выбираем продольную ось здесь просто для удобства.
* Не следует путать определенную здесь точку C с мгновенным центром вращение или полюс скорости описан ниже, хотя как мы увидим, что эти две точки связаны. Я принимаю описание «центр вращения на продольной оси» на основание, что для любого практического примера эта ось явно определенный.
Отметим также, что величина скорости вращения для центр вращения на продольной оси, полученный из этой конструкции, такой же какую бы произвольную линию ни выбрали за продольную ось твердого тела.
Мгновенный центр вращения (полюс скорости)
Это следует из принципа совмещенного поступательного и вращательное движение твердого тела, что будет точка в плоскость движения, где тангенциальная скорость, возникающая при вращении равна и противоположна продольной скорости.Эта точка нулевой скорости должен быть центром вращения для этого момент, когда каждая точка тела находится в чистом вращении вокруг этого точка. Точка называется мгновенным центром вращения или полюс скорости и показан на диаграмме ниже. Примечание что полюс скорости не обязательно лежит на самом теле.
Полюс скорости можно найти двумя способами.
Ось проходит перпендикулярно продольной оси на тело через центр вращения С. Продольный скорость (синий вектор) постоянна во всех положениях на этом перпендикулярная ось. Касательная скорость, возникающая из вращение тела (красный вектор) также перпендикулярно этому оси, но в противоположном направлении и различается по величине. Дело в эта перпендикулярная ось, на которой продольная и тангенциальная скорости равны равной величины и, таким образом, сокращение – это полюс скорости.
Если направления абсолютных скоростей двух точек на тела известны, линии, перпендикулярные этим направлениям, могут быть нарисованы из соответствующих точек. Точка пересечения этих перпендикулярных линий является полюс скорости. Это простой и полезный строительство, как мы вскоре увидим. Схема выше ясно показывает, как абсолютная скорость каждой точки на тело (зеленый вектор) касается линии, идущей от скорости полюс, указывая на чистое вращение вокруг полюса скорости при этом мгновенное.
Диаграмма скоростей кривошипно-шатунного механизма
Построим диаграмму скоростей кривошипно-шатунного механизма. ниже, исходя из угла поворота кривошипа θ = 50 °. Угол между соединительный стержень и горизонтальная ось обозначены φ, который мы использовать в последующих расчетах. Смещения в метрах.
Диаграмма скорости состоит из трех компонентов:
скорость точки A относительно O (земли) обозначена v _{A / O}
скорость точки B относительно точки A обозначена v _{B / A}
скорость точки B относительно обозначенной точки O (земли). v _{B / O}
Нам известно следующее:
Линия действия v _{A / O} перпендикулярна к шатуну с величиной ω x (OA) = (2 π) x (1) = 2 π.РС. В шатун вращается против часовой стрелки, что определяет направление v _{A / O}
Предполагая, что шатун жесткий, движение точки B относительно точки A должен быть чисто вращательным. Таким образом линия действия v _{B / A} перпендикулярна AB.
Движение ползунка B ограничено по горизонтали. плоскость, определяющая линию действия v _{B / O}
На диаграмме ниже показаны линии действия этих скоростей.
Построим диаграмму скоростей. Сначала рассчитаем величина v _{A / O} и нарисуйте стрелку для масштабирования вдоль линия действий. Острие стрелки представляет точку A относительно точки O на хвосте. Теперь нарисуйте линию действия из v _{B / A} через точку A и линию действия v _{B / O} через точку О. Точка пересечения этих двух прямых определяет величину и направление v _{B / A} и v _{B / O}
Законченная диаграмма скоростей показана ниже.Обратите внимание, что направления v _{B / A} и v _{B / O} разрешаются эта конструкция, острие стрелки, представляющей скорость в этой точке относительно точки на хвосте.
Значения, рассчитанные по хорошо составленным скоростным диаграммам, достаточно точен для практических целей. В качестве альтернативы скорости могут рассчитываться непосредственно по диаграмме.
Сначала вычисляем угол φ, упомянутый ранее:
Показать угол φ на диаграмме скоростей с горизонтальной осью и ось шатуна продолжена до пересечения в точке P .
Теперь довольно просто найти стороны AB и BO треугольник ABO, если мы знаем, что AO = v _{A / O} = 2π м / с и угол φ = 14,79 °
Из треугольника AOP угол PAO = 180 ° – (140 ° + 14,79 °) = 25,21 °
Таким образом, в треугольнике ABO угол BAO = (90 ° – 25,21 °) = 64,79 °
и угол ABO = 180 ° – (40 ° + 64,79 °) = 75,21 °
дает BO = v _{B / O} = 5,88 м / с
Это идентичное значение скорости ползунка. для угла поворота кривошипа θ = 50 °, полученного в предыдущем уроке дифференцированием по времени, а именно.
Соответственно вычисляем v _{A / B} следующим образом:
дает AB = v _{B / A} = 4,18 м / с
Воспользуемся этим результатом, чтобы найти скорость вращения ω _AB шатуна длиной 3 м в момент, когда угол поворота коленвала 50 °.
Полюс скорости шатуна
На схеме ниже показано построение мгновенного полюс скорости шатуна в нашем примере механизма, где угол поворота коленчатого вала = 50 °.
Построение диаграммы полюсов скорости очень простой. Сначала стержень AB нарисован в масштабе на правильное угловое положение. В этом случае мы знаем направление скоростей v _{A / O} и v _{B / O}, таким образом, скорость полюс P – это пересечение прямых, перпендикулярных этим направлениям продлен из точек A и B.
Принимая во внимание, что полюс скорости представляет центр чистое вращательное движение стержня скорость вращения стержня ω _AB находится путем масштабирования длины AP, которая является радиус поворота точки А.Сверху мы знаем, что v _{A / O} = 6,28 м / с. Таким образом, ω _AB = 6,28 / AP и соответственно путем масштабирования длины BP из диаграммы скорости v _{B / O} = ω _AB х БП.
Радиусы от полюса скорости до точек A и B могут быть легко вычисляется, учитывая, что мы уже знаем угол φ на диаграмма и AB = 3 м ..
Использование идентификатора триггера:
, подтверждающее значение ω _AB, полученное из диаграмма скоростей в предыдущем разделе.
, подтверждающее значение v _{B / O}, полученное из диаграмма скоростей в предыдущем раздел.
Центр вращения по продольной оси
Находим центр вращения на продольной оси шатун прямо из диаграммы полюса скорости. Одинокий нижние индексы указывают абсолютные скорости в точках стержня.
Линия PD, перпендикулярная AB в точке D, проходит через полюс скорости P – радиус вращения точки D на продольная ось стержня.Таким образом, направление вектора скорости v _D должен точно совпадать с продольной осью. Точка D – это мгновенный центр вращения на этой оси и является единственной точкой на оси, не имеющей поперечной составляющей скорости.
Рассчитываем v _D со ссылкой на диаграмму как следует.
Из предыдущей диаграммы полюсов скорости: AP = 4,51 м
5,68 м / с – продольная составляющая скорости в каждой точке на оси стержня.Мы можем проверить это в точке B где мы знаем v _B = 5,88 м / с по горизонтальной оси.
Диаграмма ускорения кривошипно-шатунного механизма
Диаграмма ускорения для примера механизма имеет компоненты перечислено ниже. Показаны линии действия этих ускорений. на диаграмме выше.
Точка A имеет центростремительное ускорение, обозначенное как _{rA / O}, действующее радиально вдоль ось кривошипа по направлению к его центру вращения, точка O, который также является основанием опорной точкой для диаграммы.Поскольку шатун вращается с постоянной угловой скоростью ω нет тангенциальная составляющая ускорения в точке А. В нашем например _{rA / O} = ω ² (AO) = (2π) ² (1) = 39,44 м / с ²
Точка B имеет центростремительное ускорение относительно точки A обозначенный как _{rB / A}, действующий радиально вдоль оси шатун в направлении точки A, которая является центром вращения в этом случае. В нашем примере механизм a _{rB / A} = ω ² _AB.(AB) = (1,39) ² (3) = 5,80 м / с ²
Мы знаем скорость вращения шатуна ω _AB непостоянна и поэтому имеет угловой ускорение α _AB Следовательно, точка B имеет касательное ускорение относительно точки A обозначено как _{tB / A} с линией действия, перпендикулярной стержню. Величина и направление на линию действий неизвестно.
Точка B имеет ускорение относительно точки O обозначен как _{B / O}, действующий горизонтально.Величина и направление действия неизвестны.
Построим диаграмму ускорения, начиная с известные количества.
Сначала нарисуйте _{A / O} от точки O до точки. обозначенный A на своей линии действия с направлением от точки A в точку O, показанную на физической схеме механизма, при θ = 50 ° (см. Выше). Важно отметить, что относительный положения A и O на диаграмме ускорения противоположны позиции на физической схеме.
Затем нарисуйте _{rB / A} на его линии действия из точки A в точку, обозначенную B ^/, с указанием направления этого центростремительного ускорения к его центр вращения, который в данном случае находится от точки B до точки A на физическая диаграмма. Зная, что тангенциальное ускорение в точке B относительно точки A также существует, мы обозначим точку как B ^/, которая может быть считается промежуточной точкой между точками A и B.
Теперь проведите линию действия _{tB / A} через точку B ^/ и линия действия _{B / O} через точку O.В пересечение этих линий определяет точку B. a _{tB / A} нарисован из точки B ^/ в точку B, а _{B / O} – нарисовано из точки O в точку B. Завершенное ускорение диаграмма показана ниже.
Значения _{B / O} и _{tB / A} из масштабированной диаграммы являются удовлетворительными для практических целей. Тем не мение. как мы это сделали для диаграммы скоростей. мы можем рассчитать значение _{B / O} из диаграммы и сравните со значением полученный ранее из выражения, полученного при дифференцировании относительно времени в предыдущем руководство.
Расчет немного сложнее, чем для скорости диаграмма. Мы знаем все углы в треугольниках PBO и PB ^/ A и нам известны длины OA и AB ^/. Затем мы находим сторону AP в треугольнике PB ^/ A, что дает сторону OP = OA + AP в треугольнике PBO, из которого находим сторону OB. Расчет дает _{B / O} = 23,4 м / с ², что соответствует полученное ранее значение.
Из этих треугольников мы также вычисляем _{tB / A} = 29.72 м / с ². По этой величине определяем угловое ускорение шатуна α _BA от отношение a _{tB / A} = AB x α _BA где AB = 3 м, что дает α _BA = 9,91 рад / с ²
Жду отзывов по адресу:
[email protected]
.

Интерфейс	Русский/Английский
Тип лицензия	Free
Кол-во просмотров	257
Кол-во загрузок	132 раз
Обновление:	26-05-2019

Кинематические схемы механизмов преобразования движения

Построение кинематических схем – Энциклопедия по машиностроению XXL

Возможные кинематические схемы цилиндрического бипланетарного механизма

Похожие статьи

Дифференциальное уравнение движения

Структура и

Закирова Дилором Ахмедовна — Информация об авторе

Работа

Моделирование результатов решения задачи по определению…

К вопросу исследования карданного

Дифференциальное уравнение движения

Структура и

Закирова Дилором Ахмедовна — Информация об авторе

Работа

Моделирование результатов решения задачи по определению…

К вопросу исследования карданного

Общие сведения о кинематических схемах подъемников

Синтез рычажного механизма наземного привода штанговой скважинной глубинно-насосной установки и обоснование его новой кинематической схемы

▶▷▶▷ кинематическая схема передвижения моста крана

его грузовой и собственной устойчивости

Кинематическая схема – механизм – подъем

Кинематическая схема – механизм – подъем

Эффекты формата в понимании движения из кинематических диаграмм в инженерном образовании

Кинематическая схема переключающего шестиструнного механизма. Расположение a …

Кинематическая конструкция рычажного механизма с семью стержнями с оптимизированными центродами для резки с чистым валком

1. Введение

2. Расчетная модель

2.1. Проектная проблема и формулировка проблемы

2.2. Модель кинематического дизайна

3. Оптимизация проекта

3.1. Конструктивные параметры

3.2. Оптимизация Модель

3.2.1. Переменные оптимизации

3.2.2. Цель оптимизации Функция

3.2.3. Ограничения

4. Результаты и анализ

4.1. Результаты оптимизации

4.2. Анализ кинематических характеристик

5. Выводы

Конфликт интересов

Благодарности

Microsoft Word – DESIGN2016_337_b.docx

Кинематические определения и элементы

Основные кинематические элементы

Некоторые основные определения

Детали

Наименования деталей MechDesigner

Кинематические наименования деталей

Соединения

Нижние кинематические пары

Высшие кинематические пары

Кинематическая упаковка пар

Детали движения и размеры движения

Кинематика кривошипно-шатунного механизма – диаграммы скорости и ускорения

Диаграммы скорости и ускорения

Плоское движение твердого тела

Мгновенный центр вращения (полюс скорости)

Диаграмма скоростей кривошипно-шатунного механизма

Полюс скорости шатуна

Центр вращения по продольной оси

Диаграмма ускорения кривошипно-шатунного механизма

Автор: alexxlab

Добавить комментарий Отменить ответ

Рубрики