Taikomoji mechanika - projektavimas

1. Mechanizmo projektavimas. Laisvės laipsnio, klasės ir eilės nustatymas Duotam mechanizmui nustatome laisvės laipsnių skaičių pagal Čebyševo formulę: W=3n-2p5-p4, čia W- mechanizmo laisvės laipsnis, n- judančių grandžių skaičius, p5- penktos klasės kinematinių porų skaičius, p4- ketvirtos klasės kinematinių porų skaičius (akad. I.Artobolevskio klasifikacijoje). Judančių grandžių šiame mechanizme turime 5, penktos klasės kinematinių porų- 7, ketvirtos klasės kinematinių porų nėra. Taigi, W=3∙5-2∙7-0=1 Tai reiškia, kad viso mechanizmo judesį užduoda viena grandis, ji vadinama varančiąja, ir bet kurią padėtį galima aprašyti tik per vieną kintamąjį (šios grandies posūkio kampą). Nagrinėjamas mechanizmas susideda iš pradinės grandies ir dviejų antros eilės ir antros klasės Asūro grupių, todėl nagrinėjamas mechanizmas yra antros klasės ir antros eilės. 1.1. Mechanizmo metrinė sintezė Skaičiuojamas kulisės svyravimo kampas: =180°, čia k- greičio pasikeitimo koeficientas. Iš pasirinkto taško O1 mastelyje atidedamos kraštinės kulisės padėtys. Per taškus B1 ir B7 kampu nedidesniu nei 30° (brėžinyje =21°). Laisvai pasirenkame ilgį B1C1, o B1C1 lygiagretus B7C7. Laisvai pasirenkame atstumą OO1>AO (OA=25 mm). Visos kulisės ilgis 180 mm, O1B=60 mm. Atsižvelgdami į pasipriešinimo jėgas nustatome darbinės ir tuščios eigos kampus. Darbinė eiga nuo A1 iki A7 (sukantis pagal laikrodžio rodyklę) sudaro 212° kampą, o tuščiajai eigai lieka 148° kampas. Darbo tuščiąją eigas padaliname į 6 lygias dalis ir gauname taško A 12 padėčių, grafiškai surandame kitų mechanizmo dalių padėtis. 1.2. Kulisinio mechanizmo grafoanalitinė kinematika Pirmiausia surašome vektorines lygtis mechanizmo charakteringų taškų linijinių greičių nustatymui. Vektorinės greičių lygtys taškui A3 (A- taškas, 3- priklausantis trečiai grandžiai) atrodys taip: = 8∙0,225=1,8 m/s Taško c greičiui nustatyti surašome tokias vektorines lygtis: Greičių plano braižymui pasirenkame mastelį . Iš pasirinkto greičių plano poliaus pv statmenai grandžiai OA atidedam vektorių pva2, vaizduojantį greitį . Prie jo galo brėžiama tiesė, lygiagreti grandžiai BC. Joje rasis greičio vektorius. Pagal antrą vektorinių lygčių sistemos lygtį matome, kad =0, tada taškas o1 lieka poliuje, ir prie jo reikia pridėti vektorių statmenai grandžiai BO1. Kur susikerta abi tiesės, gauname tašką a3, ir atkarpa pva3 vaizduos greičio vektorių. Taško B greičiui surasti pasinaudosime figūrų mechanizme ir plane panašumo taisykle. Kadangi taškai O1, A3 ir B mechanizme yra vienoje tiesioje grandyje, tai ir taškai o1, a3 ir b bus vienoje tiesėje greičių plane. Tuo būdu taško b vietą nustatome iš ilgių proporcijos: Išvedę vektorių iš taško o1 (sutampančio su poliumi) iki b, gauname taško B greičio vektorių . Prie jo galo brėžiame tiesę bc, statmeną grandžiai BC. Joje bus taško B greičio vektorius taško C atžvilgiu. Pagal lygtį =0, ir taškas d0 lieka poliuje, o kryptis yra vertikali. Linijos bc ir c0c susikirtimą pažymime tašku c, ir tuo būdu gaunami vektoriai ir =, vaizduojantys šių taškų greičius. Grandies 3 ir 4 svorio centrų greičiai randami pagal figūrų panašumo taisyklę. Pamatavus visų vektorių ilgius ir padauginus iš greičių plano mastelio, gaunami atitinkamų taškų tikrieji linijiniai greičiai. Mechanizmo padėtys m/s m/s m/s m/s m/s m/s m/s m/s 1 1,800 1,800 0 0 0 0 0 0 0 0 0 2 1,800 1,514 0,973 0,287 0,664 0,164 0,704 0,675 1,230 1,230 0,495 3 1,800 0,843 1,591 0,426 0,852 0,111 0,859 0,854 1,578 1,578 0,335 4 1,800 0 1,800 0,467 0,933 0 0,933 0,933 1,728 1,728 0 5 1,800 0,843 1,591 0426 0,852 0,111 0,859 0,854 1,578 1,578 0,335 6 1,800 1,514 0,973 0,287 0,664 0,164 0,704 0,675 1,230 1,230 0,495 7 1,800 1,800 0 0 0 0 0 0 0 0 0 8 1,800 1,613 0,799 0,303 0,625 0,165 0,548 0,570 1,157 1,157 0,498 9 1,800 0,991 1,503 0,656 1,311 0,210 1,229 1,266 2,428 2,428 0,633 10 1,800 0 1,800 0,822 1,644 0 1,644 1,644 3,044 3,044 0 11 1,800 0,991 1,503 0,656 1,311 0,210 1,229 1,266 2,428 2,428 0,633 12 1,800 1,613 0,799 0,303 0,625 0,165 0,548 0,570 1,157 1,157 0,498 Mechanizmo padėtys m/s² m/s² m/s² m/s² m/s² m/s² m/s² m/s² m/s² m/s² m/s² rad/s² 1 14,4 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 2 14,4 3,724 4,302 1,034 8,397 8,441 0,384 4,982 0,081 0,511 5,051 9,126 3 14,4 2,661 10,218 2,511 4,093 4,799 1,285 2,563 0,037 1,113 2,724 4,059 4 14,4 0 0 14,4 0 0 0 0 0 0 0 0 5 14,4 2,661 10,218 2,511 4,093 4,799 1,285 2,563 0,037 1,113 2,724 4,059 6 14,4 3,724 6,751 1,034 8,397 8,441 0,384 4,982 0,081 0,511 5,051 9,126 7 14,4 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 =0; 1,541; 1,104; 0; 1,104; 1,541; 0 rad/s². Mechanizmo grandžių kampiniai greičiai randami taip: grandies 3 kampinis greitis: , rad/s, Grandies 2 kampinis greitis yra lygus grandies 3 kampiniam greičiui ir tos pačios krypties, nes grandis 2, slankiodama išilgai grandies3, gali suktis tik kartu su ja. Grandies 4 kampinis greitis randamas iš išraiškos: ; rad/s, Grandies 5 kampinis greitis lygus nuliui, nes ši grandis atlieka tik slenkamąjį judesį. Taško A3 pagreičiui surasti lygtys atrodo taip: čia - taško A2 pagreitis. Kadangi grandis OA sukasi apie tašką O pastoviu kampiniu greičiu, tai šis pagreitis yra normalinis (įcentrinis), jis yra nukreiptas lygiagrečiai grandžiai OA į sukimosi centrą (iš taško A į tašką o). Jo dydis: . Koriolio pagreitis atsiranda tuomet, kai slenkamasis judesys vyksta išilgai besisukančios grandies. O taip ir yra- grandis 2 slenka išilgai grandies 3, kuri sukasi apie tašką O1. Šio pagreičio dydis randamas iš išraiškos: . Pagreitis randamas iš tokios lygybės: = o jo kryptis- lygiagrečiai grandžiai BO1 iš taško A3 į tašką O1 (kadangi šis pagreitis yra normalinis, jo kryptis visada yra į sukimosi centrą, šiuo atveju grandies BO1 sukimosi centras yra taškas O1. Pagreitis yra tangentinis, ir jo kryptis yra statmena normalinio pagreičio krypčiai. Paskaičiuojame pagreičių plano mastelį: =0,288 , Grandies 3 kampinis pagreitis randamas iš formulės: Grandies 4 kampinis pagreitis randamas: 1.3. Išėjimo grandies poslinkių diagramos sudarymas Svarbiausi ir aktualiausi yra jo išėjimo grandies greičiai ir pagreičiai. Todėl poslinkių diagrama ir braižoma šiai grandžiai (slankikliui). Šioje diagramoje parodyta slankiklio poslinkių priklausomybė nuo skriejiko posūkio kampo. Grafinis diferencijavimas yra vykdomas būtent pagal šį posūkio kampą. 1.3.1. Poslinkių diagramos grafinis diferencijavimas Atsižvelgiant į tai, jog diferencijuojama pagal skriejiko posūkio kampą, gaunamos greičių ir pagreičių analogų ( žymima su žvaigždutėmis) diagramos. Paskaičiuojami ašių masteliai : Belieka kiekvienoje padėtyje apskaičiuoti greičių ir pagreičių analogų reikšmes išėjimo grandžiai. Tam imamos atitinkamų taškų ordinatės ir dauginamos iš tos ašies mastelio. Čia formulės I-tajam taškui: Randami tikrojo greičio ir pagreičio reikšmės pagal tokias formules: 1.3.2. Rezultatų palyginimas Paklaidos kiekvienai mechanizmo padėčiai procentais paskaičiuojamos pagal formules: čia: - greitis iš plano, - greitis iš diagramos, - vardiklyje rašomas tas greitis iš šių abiejų, kuris yra didesnis. Tai, jog paklaidos neviršija 15%, rodo, kad braižyta pakankamai tiksliai. 2. Kumštelinių mechanizmų projektavimas Kumšteliniai mechanizmai – tai trigrandžiai mechanizmai, turintys aukštesnę kinematinę porą. Viena iš jų teigiamų savybių – galima gauti praktiškai bet kokį išėjimo grandies judėjimo dėsnį. Varančioji kumštelinio mechanizmo grandis vadinama kumšteliu. Kumštelio forma, gauta plokštumoje, statmenoje jo sukimosi krypčiai, vadinama kumštelio profiliu. Nuo kumštelio profilio ir priklauso išėjimo grandies judėjimo dėsnis. Dažniausiai kumštelis sukasi, nors gali ir slankioti. 2.1. Pagrindiniai kumštelinio mechanizmo dydžiai Kumštelio forma turi užgarantuoti tokius sekiklio ar sverto judesius: pakilimas, viršutinis stovėjimas, nusileidimas ir apatinis stovėjimas. Išeinant iš to, kumštelio profilis padalinamas į keturias fazes: kumštelio profilio fazinis kilimo kampas , kumštelio profilio fazinis viršutinio stovėjimo kampas , kumštelio profilio fazinis nusileidimo kampas ir kumštelio profilio fazinis apatinio stovėjimo kampas . Kumštelio profilis randasi tarp dviejų apskritimų – su minimaliu spinduliu ir su didžiausiu spinduliu . Visa kumštelio projektavimo esmė susiveda į jo profilio radimą fazinių kampų ir ribose. 2.2. Kumštelinio mechanizmo su svertu pagrindinių dydžių nustatymas ir profilio sintezė Pirmiausiai nubraižoma pagreičių diagrama. Tam tikslui abscisių ašyje masteliu =0,025 rad/mm, atidedami faziniai kampai , ir . Kilimo ir nusileidimo faziniai kampai padalinami į 6 lygias dalis. Toliau atliekamas grafinis integravimas. Pasirenkame polinius atstumus: =40 mm. Nustatome kampo , kampinio greičio bei kampinio pagreičio masteliai: ==0,0245 rad/mm, =0,021 mm, =0,019 mm. Atlikus šiuos veiksmus, nustatomi kumštelinio mechanizmo pagrindiniai dydžiai. Tuo tikslu iš pasirinkto taško C pasirinktame mastelyje 0,001 m/mm atidedamos sverto kraštinės padėtys CB1 ir CB2. Iš taško C atidedamas kampas β1, ties kuriuo kampinio greičio analogas turi maksimalią reikšmę (spindulys CB’) kilimo fazėje ir spinduliu CB”- kampas β3, ties kuriuo kampinio greičio analogas turi maksimalią reikšmę nusileidimo fazėje. Ant šių spindulių nuo taško B trajektorijos atidedamos atkarpos X1 ir X3, kurios apskaičiuojamos šitaip: X1==18,21∙0,021∙100=38,2 mm, X3==18,21∙0,021∙100=38,2 mm, čia ir - maksimalios greičių analogų reikšmės atitinkamai kilimo ir nusileidimo fazėse. Toliau iš atkarpų X1 ir X3 galų brėžiamos dvi judesio perdavimo kampais pasvirusios tiesės. Jų susikirtimo taške O ar žemiau žymime kumštelio sukimosi centrą. Tuo būdu, brėžinio mastelyje gaunami visi kumštelinio mechanizmo parametrai- munimalus kumštelio spindulys R0, maksimalus jo spindulys Rmax, atstumas tarp kumštelio sukimosi centro iki sverto svyravimo ašies L bei kampas β0. Dabar pereiname prie kumštelio profilio projektavimo. Tam tikslui iš pasirinkto kumštelio sukimosi centro O mastelyje nubraižomi trys koncentriški apskritimai spinduliais R0, Rmax ir L. Ant apskritimo su spinduliu L pasirenkamas sverto svyravimo centras- taškas C, iš jo išbraižomos sverto kraštinės padėtys (kampas β). Nuo tiesės OC, jungiančios kumštelio sukimosi centrą su sverto svyravimo centru, prieš kumštelio sukimosi kryptį atidedami faziniai kampai , ir . Kampai , padalinami į 6 dalis, atitinkamai iš centro O nubraižant spindulius ir pažymint taškus. Dabar projektuojame kumštelio profilį. Pradėsime nuo kilimo fazės. Sverto svyravimo centrą C suksime prieš kumštelio sukimosi kryptį, kiekvieną kartą pastatydami jį į fiksuotas padėtis. Pastatę tašką C į tašką 1, pastebime, kad šioje padėtyje svertas turi būti pasviręs kampu β1 nuo savo žemiausios padėties- kampo β0. Kampas β1 paimamas iš jo poslinkių diagramos ties pirmuoju padaliniu. Tuo būdu, jei taškas C yra taške 1, svertas su tiese 0-1 turi sudaryti kampą β0+β1. Sverto galas bus taške B1. Analogiškai antroje padėtyje svertas turi būti pasviręs kampu β0+β2, o jo galas bus taške B2 ir t.t. visose šešiose padėtyse. Gauti taškai B0…B6 yra kumštelio profilio taškai. Fazinio kampo ribose svertas yra savo viršutinėje padėtyje nejudėdamas, todėl kumštelio profilis tarp taškų B6B6 apibrėžiamas apskritimu su spinduliu Rmax. Nusileidimo profilis projektuojamas lygiai taip pat, tik kampai B6…B0 imami iš poslinkių diagramos, atitinkančios nusileidimo fazinį kampą . Gavome teorinį kumštelio profilį, t.y. profilį, kurį braižė smailus sverto galas. Kadangi svertas baigiasi ritinėliu, nustatysime ritinėlio spindulį r ir nubraižome darbinį kumštelio profilį. Ritinėlio spindulys r nustatomas iš tokių samprotavimų. Kumštelio sukimosi centre gręžiama kiaurymė, per kurią jis užpresuojamas ant veleno. Jei R0 bus per mažas, tai presuojant kumštelio metalas gali įtrūkti. Kadangi naudojant ritinėlį kumštelis sumažėja ritinėlio spinduliu, čia atsiranda ir pirmas apribojimas: r≤0,4∙ R0=0,4∙40=16. Antras apribojimas atsiranda iš to, kad ritinėlio spindulys negali būti didesnis už mažiausią profilio kreivumo spindulį. Priešingu atveju profilį gautume kampuotą. Mažiausias kreivumo spindulys nustatomas taip. Vizualiai randama zona, kur profilis labiausiai išlenktas. Ji apribojama dviem taškais iš šonų ir vienas padedamas per vidurį. Šie trys taškai sujungiami stygomis, iš jų vidurių iškeliami statmenys. Jų susikirtimo vieta- šios zonos kreivumo centras. Atitinkamai atstumas nuo kreivumo centro iki profilio ir yra mažiausias kreivumo spindulys ρmin. Kad garantuotai išvengtume kampuotumo reiškinio, r≤0,7∙ ρmin=0,7∙26,1=18,27. Patikrinus šias dvi sąlygas, priimamas mažesnis r=15. Šiuo spinduliu r nuo teorinio profilio braižoma daug puslankių į profilio vidų. Darbinis kumštelio profilis gaunamas, kaip vidinė visų puslankių liestinė. 3. Krumpliaratinio mechanizmo projektavimas Šiame kursiniame darbe krumpliaratinių mechanizmų projektavimas susideda iš krumpliaračių ir sankibos projektavimo ir išbraižymo bei planetinio reduktoriaus krumpliaračių krumplių skaičiaus parinkimo pagal paskaičiuotą perdavimo santykį. Šios krumplinės pavaros paskirtis – perduoti sukimo judesį tarp dviejų lygiagrečių velenų. Projektuojami cilindriniai tiesiakrumpliai krumpliaračiai. Kadangi vieno iš krumpliaračių krumplių skaičius yra mažesnis už 17, krumpliaračiai projektuojami perstumti. 3.1. Perstūmos koeficientų parinkimas Esant krumplių skaičiui mažiau nei 17, gaminant tokį krumpliaratį nulinį gaunamas krumplių pašaknų išpjovimas. Todėl tokią pavarą reikia projektuoti perstumtą. Tam tikslui perstūmos koeficientai parenkami pagal prof. V. Kudriavcevo sudarytas lenteles. Kai perdavimo santykis pavaroje 2==3 sin60°0,866 Vadinasi, ši sąlyga irgi tenkinama. Kad patenkinti surinkimo sąlygą: (sveikas skaičius). Mūsų atveju: . Ir ši sąlyga yra patenkinta. 4. Smagračio projektavimas Nusistovėjusio darbo metu mašinos pagrindinio veleno kampinis sukimosi greitis nėra pastovus. Kampinio greičio svyravimo priežastis – kintantys mašinos grandžių judėjimo greičiai bei išorinės jėgos. svyruoja apie vidutinę reikšmę tarp didžiausių ir mažiausių reikšmių. Svyravimų dydis įvertinamas greičio netolygumo koeficientu , kuris lygus: , =8∙(1+1/2∙0,04)=8,16 rad/s, =8∙(1-1/2∙0,04)=7,84 rad/s. Smagračio paskirtis – padidinti greičio tolygumą iki tam tikros užduotos reikšmės. Kai varančiųjų jėgų darbas mašinoje yra didesnis už pasipriešinimo, mašinos velenas narėtų greitėti, tačiau tuo metu smagratis dėl savo inertiškumo priešinasi šiam greitėjimui, kaupdamas energiją greičio pavidale. Kai pasipriešinimo jėgų darbas viršija varančiųjų jėgų darbą, mašinos veleno stabdymui vėl priešinasi smagračio inertiškumas, atiduodamas prieš tai sukauptą energiją. Tokiu būdu, greičio skirtumas tarp ir yra sumažinamas. 4.1. Redukuoto sukimo momento nustatymas Šiame kursiniame darbe pasipriešinimo jėgų redukuotas momentas yra mechanizmo padėties funkcija, o varančiųjų jėgų momentas – pastovus. Mašinos kinetinės energijos pokytis skaičiuojamas taip: Kad supaprastinti skaičiavimus, atliekamas sąlyginis jėgų perkėlimas į pirmą grandį. Tai vadinama jėgų redukavimu. Skaičiuojamas redukuotas pasipriešinimo momentas: čia: P – išėjimo grandį veikianti jėga, v – jėgos pridėjimo taško greitis, - kampas tarp jėgos krypties ir jėgos pridėjimo taško judesio krypties. Jėgos P reikšmės yra paimamos iš išorinių jėgų kitimo diagramos, kurios yra užduotos užduotyje. Abscisių ašyje atidėta išėjimo grandies visa eiga H bei fiksuotos jos darbinės eigos padėtys (tšk. 1...7). Ordinačių ašyje – išorinio poveikio jėga bei nurodyta didžiausia jos reikšmė. Apskaičiuojame ašių mastelius: čia: H – darbinė eiga mm, L – atstumas diagramoje. čia: Pmax – didžiausia jėga kN, ymax – atstumas diagramoje, atitinkantis Pmax. Tada kiekvieną padėtį atitinkanti ordinatė dauginama iš gauto jėgos mastelio. Rezultatai surašomi į lentelę. Mechanizmo padėties Nr. P, N 1 0 0 -1 0 2 1480 0,704 -1 -130 3 4857 0,859 -1 -522 4 8917 0,933 -1 -1040 5 12813 0,859 -1 -1376 6 15785 0,704 -1 -1389 7 0 0 -1 0 4.2. Redukuoto inercijos momento nustatymas Visas grandžių mases bei jų inercijos momentus reikia sukelti į pirmą grandį taip, kaip ir išėjimo grandį veikiančią jėgą. Kadangi pirmoji grandis sukasi, tai visi paminėti dydžiai bus paversti inercijos momentu, kurį turės ši grandis. Toks masių ir inercijos momentų perkėlimas ir vadinamas jų redukavimu. Bendra redukuoto inercijos momento išraiška: čia: - i – tosios grandies masė kg, - i – tosios grandies svorio centro greitis m/s, - i – tosios grandies inercijos momentas jos svorio centro atžvilgiu , - i – tosios grandies kampinis greitis rad/s. Į pirmą grandį perkeliami pirmo ir antro krumpliaračio inercijos momentai bei variklio ir movos inercijos momentai. Tada necentrinio skriejiko slankiklio mechanizmo (I dalis) redukuoto inercijos momento išraiška: Masė randama kaip santykinės masės ir šios grandies ilgio sandauga: 6,48 kg stūmoklio masė , Trečios grandies inercijos momentas pakankamu tikslumu randamas taip:: Krumpliaračių ir inercijos momentai nustatomi kaip inercijos momentai diskų, kurių skersmenys ir ( m – modulis), o storis b= 2 m, plieno tankis ): Antro krumpliaračio kampinis greitis: Variklio ir movos inercijos momentas . Variklio kampinis greitis . Redukuoto inercijos momento skaičiavimams sudaroma lentelė, kurioje skiltis turi visi kintami dydžiai. Mechanizmo padėties Nr. 1 0 0 0 69,0 2 0,675 0,704 1,230 70,2 3 0,854 0,859 1,578 70,9 4 0,933 0,933 1,728 71,2 5 0,854 0,859 1,578 70,9 6 0,675 0,704 1,230 70,2 7 0 0 0 69,0 8 0,570 0,548 1,157 69,8 9 1,266 1,229 2,428 73,0 10 1,644 1,644 3,044 75,8 11 1,266 1,229 2,428 73,0 12 0,570 0,548 1,157 69,8 4.3. Vittenbauerio diagramos išbraižymas Pirmiausia išbraižoma redukuoto sukamojo momento diagrama. Momento diagramą grafiškai suintegravus pagal pirmos grandies posūkio kampą , gaunama redukuotos pasipriešinimo jėgos atliekamo darbo diagramą . Šios diagramos ordinačių ašies mastelis: čia: H – integravimo poliaus atstumas nuo koordinačių pradžios mm. Pasipriešinimo jėgų darbas darbinės eigos metu didėja pagal kreivę, o tuščiosios eigos metu jis neatliekamas. Darbinės mašinos atveju varantysis momentas yra pastovus, todėl varančiųjų jėgų darbo diagrama AV yra tiesė, jungianti koordinačių pradžią su pasipriešinimo jėgų darbo diagramos pabaiga. Kadangi išorinių jėgų darbas yra lygus jos kinetinės energijos prieaugiui, tai iš varančiųjų jėgų darbo AV atėmus pasipriešinimo jėgų darbą AP, gaunama kinetinės energijos pulsacijos diagrama vieno ciklo metu. Šios diagramos mastelis: . Braižoma redukuoto inercijos momento diagrama. Ši diagrama braižoma, posūkio kampo ašį nukreipus vertikaliai žemyn. Redukuoto momento ašies pradinė reikšmė imama mažiausia sveikoji reikšmė . Atlikus pirmų keturių diagramų išbraižymą, nubraižoma Vittenbauerio diagrama ašyse . 4.4. Smagračio inercijos momento, formos ir matmenų nustatymas Pagal duotą eigos netolygumo koeficientą paskaičiuojamos pradinės grandies kampinio greičio maksimalios ir minimalios reikšmės: Paskaičiuojami liestinių, brėžiamų Vittenbauerio diagramai, poslinkio kampai: , Nubraižius Vittenbauerio diagramai kampu palinkusią liestinę iš viršaus, gaunamas jos susikirtimo su ašimi taškas a, o kampu palinkusią liestinę iš apačios – taškas b. Atkarpa ab tam tikrame mastelyje vaizduoja mašinai reikalingo smagračio inercijos momentą, kad užtikrinti užduotą eigos netolygumo koeficientą . čia: - reikalingo smagračio inercijos momentas , - ašies pradinė reikšmė diagramoje, ab – atkarpos ilgis mm. Turint smagračio inercijos momentą, galima nustatyti jo matmenis. Pagal formą smagračiai būna dviejų pavidalų – disko arba ratlankio. Pirmiausia bandoma surasti matmenis disko formos smagračiui kaip paprasčiausiam. Jį visiškai apibūdina disko išorinis diametras D ir storis b. Formulė disko inercijos momentui apskaičiuoti yra tokia: čia: - plieno tankis. Nežinomi dydžiai čia yra disko skersmuo D ir plotis b. Pasirinkus vieną iš jų (pvz., b=0,03m), paskaičiuojamas diametras D: (4.20) Kadangi disko matmenys gaunasi dideli, tai projektuojamas ratlankio formos smagratis (4.3 pav.), nes ratlankio formos smagratis prie mažesnio išorinio diametro gali turėti didesnį inercijos momentą ( ratlankio plotis gali būti žymiai didesnis). Tokios formos smagračio inercijos momentas: Šiuo atveju parenkami dydžiai: plotis b=0,3m, vidinis diametras d=0,4m , o apskaičiuojamas išorinis skersmuo D: Taigi, ir šiuo atveju smagračio matmenys gaunasi dideli, smagratis per daug sunkus, todėl belieka pakeisti jo pastatymo vietą. Redukuojant mases ir jėgas, redukavimo grandimi buvo laikoma pirma grandis, kuri sukasi mažesniu kampiniu greičiu . Perkeliant smagratį ant greitaeigio veleno (variklio), jo inercijos momentas sumažinamas: čia: - inercijos momentas smagračio, perkelto ant variklio veleno, - inercijos momentas smagračio, apskaičiuoto įrengti ant pradinės grandies veleno, - variklio veleno kampinis greitis. Toliau skaičiuojami matmenys disko formos smagračiui pagal (4.20) formulę: Toks smagratis gali būti tinkamas įrengti mašinoje, jo matmenys yra patenkinami. Literatūra: 1) S. Naujokaitis, Z. Pocius, A. Kumpikas, R. Toločka.”Mechanizmų ir mašinų teorija”. Vilnius. Mokslo ir enciklopedijų leidykla. 1994. 320 psl. 2) S. Naujokaitis .”Mechanizmų ir mašinų teorija”. Vilnius. Mokslas. 1978. 298 psl.

Daugiau informacijos...

★ Klientai rekomenduoja

Šį rašto darbą rekomenduoja mūsų klientai. Ką tai reiškia?

Mūsų svetainėje pateikiama dešimtys tūkstančių skirtingų rašto darbų, kuriuos įkėlė daugybė moksleivių ir studentų su skirtingais gabumais. Būtent šis rašto darbas yra patikrintas specialistų ir rekomenduojamas kitų klientų, kurie po atsisiuntimo įvertino šį mokslo darbą teigiamai. Todėl galite būti tikri, kad šis pasirinkimas geriausias!