По проекту «Жилье и городская среда» объем бюджетного финансирования до конца 2024 г. составит 891 млрд. рублей, а с учетом средств из внебюджетных источников – почти 1,1 трлн рублей
«По проекту «Жилье и городская среда» объем бюджетного финансирования до конца 2024 г. составит 891 млрд. рублей, а с учетом средств из внебюджетных источников – почти 1,1 трлн рублей», - об этом заявил на прошедшей пресс-конференции заместитель председателя Комитета ГД по жилищной политике и ЖКХ Павел Качкаев.
По словам депутата, 507 млрд рублей из общего бюджета предназначены для программы сноса аварийного и ветхого жилья. «По новой формуле Минфина с 2019 года затраты по программе сноса аварийного и ветхого жилья в размере 95 % будут покрыты из федерального бюджета», - сказал Качкаев.
В то же время, по мнению депутата, не все имеющиеся «рычаги» используются для успешной реализации федерального проекта по «обеспечению устойчивого сокращения непригодного для проживания жилищного фонда». «В каждом городе существует программа по развитию застроенных территорий, где часть аварийного жилья сносится без привлечения бюджетных средств. Таким образом количество расселенных квадратных метров с 9,5 млн можно увеличить до 11-12 млн», -заявил Павел Качкаев.
Кроме того, спикер отметил, что Федеральный проект в настоящий момент находится на доработке в профильных ведомствах, где в него вносятся важные изменения. «Думаю, что целевые показатели программы будут достигнуты», - добавил Качкаев.
В свою очередь, заместитель председателя Общественного Совета при Министерстве строительства и жилищно-коммунального хозяйства РФ, исполнительный директор НП «Национальный центр общественного контроля в сфере жилищно-коммунального хозяйства «ЖКХ Контроль» Светлана Разворотнева остановилась на вопросах общественного контроля за исполнением национальных проектов.
Так, по мнению Разворотневой, механизм «обеспечения устойчивого сокращения непригодного для проживания жилищного фонда» так и не был предложен, несмотря на многочисленные обсуждения различных вариантов законов, направленных на привлечение внебюджетных средств для реализации этого проекта. «Сейчас эти механизмы предложены, проект будет дорабатываться, и мы будем активно в этом участвовать», - сказала спикер.
Кроме того, Светлана Разворотнева выразила мнение общественников о том, что для решения жилищной проблемы людей с низкими доходами должны активно использоваться такие инструменты как арендное жилье, субсидии для нанимателя, защита прав нанимателя, налоговые рычаги. «Механизм прост - если вы не сдаете пустующую квартиру, вам обходится это очень дорого», - отметила спикер.
Не меньшую озабоченность общественников вызывает составление так называемого «индекса качества городской среды». По мнению Разворотневой, в нынешней методике не учтены оценки и показатели, характеризующие комфортность проживания граждан на данной территории, реальную открытость для граждан результатов работы органов власти, вклад органов самоуправления в развитие территории.
«Этот индекс должен объединить достижения большого количества национальных проектов и должен отвечать на вопрос насколько комфортно жить в городе, насколько развита социальная инфраструктура и дорожная сеть, какова ситуация с рабочими местами на данной территории. Общественная палата, и «ЖКХ-контроль» должны осуществлять собственный мониторинг именно по этим показателям. По крайней мере, по взаимоотношению граждан и властей в каждом конкретном городе», - добавила С. Разворотнева
Ответы на экзаменационные вопросы по ТММ
Московский Государственный Университет
Инженерной Экологии
Теория машин и механизмов (ТММ)
Экзаменационные вопросы
для учебных групп дневного отделения.
1. Структура механизмов
1.1. Машина и механизм. Классификация механизмов по функциональному и структурно-конструктивному признакам.
ОТВЕТ: По определению академика Артоболевского:
Машина – есть устройства, создаваемые человеком для изучения и использования законов природы с целью облегчения физического и умственного труда, повышения его производительности путём частичной или полной замены его в трудовых и физиологических функциях.
Механизм – система тел, предназначенная для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемое движение других твёрдых тел. Если в преобразовании движения участвуют жидкие или газообразные тела, то механизм называется гидравлическим или пневматическим. Обычно в механизме имеется одно входное звено, получающее движение от двигателя, и одно выходное звено, соединённое с рабочим органом или указателем прибора. Механизмы бывают плоские и пространственные.
Классификация машин по функциональному назначению :
Энергетические (двигатели, генераторы).
Рабочие (транспортные, технологические).
Информационные (контрольно-управляющие, математические).
Кибернетические.
Машины состоят из механизмов.
По функциональной классификации различают :
Механизмы двигателей и преобразователей;
Исполнительные механизмы;
Передаточные механизмы;
Механизмы контроля, регулирования, наладки;
Механизмы подачи, питания, сортировки;
Механизмы счёта, взвешивания, упаковки.
Много общего с точки зрения структуры и методики расчёта их механических параметров.
Структурно-конструктивная классификация :
Рычажные механизмы;
Кулачковые механизмы;
Зубчатые механизмы (состоят из зубчатых колёс);
Комбинированные.
1.2. Рычажные механизмы. Преимущества и недостатки. Применение в технических устройствах.
ОТВЕТ: Рычажные механизмы состоят из тел, выполненных в виде рычагов, стержней. Эти стержни или рычаги взаимодействуют друг с другом по поверхности. Поэтому рычажные механизмы способны воспринимать и передавать значительные усилия.
Используются в качестве основных технологических устройств. Однако воспроизведение требуемого закона движения такими механизмами весьма ограничено.
1.3. Кулачковые механизмы. Типы кулачковых механизмов. Преимущества и недостатки. Основное назначение.
ОТВЕТ: Кулачковый механизм состоит из тела криволинейной формы, характер движения которого определяет движение всего механизма. Основное преимущество заключается в том, что, не изменяя количества звеньев, можно воспроизвести любой закон движения за счёт изменения профиля кулачка. Но в кулачковом механизме имеются звенья, соприкасающиеся в точке, или по линии, что существенно ограничивает величину передаваемого усилия в связи с появлением очень больших удельных давлений. Поэтому кулачковые механизмы в основном используются как средство автоматизации технологического процесса, где кулачок играет роль жесткого программоносителя.
1.4. Зубчатые механизмы. Виды зубчатых механизмов. Основное назначение.
ОТВЕТ: Зубчатым механизмом называется механизм, в состав которого входят зубчатые колёса (тело, имеющее замкнутую систему выступов или зубьев).
Зубчатые механизмы в основном используются для передачи вращательного движения с изменением, если это необходимо, величины и направления угловой скорости.
Передача движения в этих механизмах осуществляется за счёт бокового давления специально профилированных зубьев. Для воспроизведения заданного соотношения угловых скоростей профили зубьев должны быть взаимоогибаемые, то есть профилю зуба одного колеса должен соответствовать вполне определённый профиль зуба другого колеса. Профили зубьев могут быть очерчены различными кривыми, но наиболее распространение получили механизмы с эвольвентным профилем зуба, то есть с зубом, очерченным по эвольвенте.
Для воспроизведения постоянного соотношения угловых скоростей используются механизмы с круглыми зубчатыми колёсами.
Различают плоские и пространственные механизмы. В плоском механизме оси параллельны, а в пространственном пересекаются или перекрещиваются. В плоском механизме колёса имеют цилиндрическую форму, в пространственном – коническую (если оси пересекаются).
Основные виды рычажных механизмов.
1. Кривошипно-ползунный механизм.
а) центральный (рис.1);
б) внеосный (дезоксиальный) (рис.2);
е - эксцентриситет
Рис. 2
1-кривошип, т.к. звено совершает полный оборот вокруг своей оси;
2-шатун, не связан со стойкой, совершает плоское движение;
3-ползун (поршень), совершает поступательное движение;
1 - кривошип;
2 - камень кулисы (втулка) вместе с зв.1 совершает полный оборот вокруг А (w1 и w2 одно и тоже), а также движется вдоль зв.3, приводя его во вращение;
3 - коромысло (кулиса).
В процессе проектирования конструктор решает две задачи:
· анализа (исследует готовый механизм);
· синтеза (проектируется новый механизм по требуемым параметрам);
Лекция 2.
Глава 1. Анализ рычажных механизмов .
В данной главе будут рассмотрены вопросы:
1. структурный анализ механизма (изучение строения механизма);
2. изучение классов и видов кинематических пар.
3. определение числа степеней свободы механизма и определение наличия или отсутствия избыточных связей; в случае наличия - дать рекомендации по способу их устранения;
4. кинематический анализ механизма.
Примечание :
Кинематическая пара существует, если не происходит деформации звеньев, образующих эту пару, и не должно происходить отрыва звеньев одно от другого, образующих кинематическую пару.
Примечание:
Ограничения, накладываемые на независимые движения звеньев, образующих кинематическую пару, называются - условия связи S.
Число степеней свободы механизма
где Н - подвижность .
Любое незакрепленное тело в пространстве имеет 6 степеней свободы, на плоскости - 3.
Классификация кинематических пар проводят либо числу связей, либо по числу подвижностей:
Число связей Класс КП Число подвижностей
S=1 P I H=5
S=2 P II H=4
S=3 P III H=3
S=4 P IV H=2
S=5 P V H=1
Существует 5 классов кинематических пар.
Примеры различных КП смотри рис. 4-95.
Кинематические пары по характеру контакта звеньев, образующих КП, разделяют на:
1. низшие:
· вращательные;
· поступательные;
2. высшие.
Контакт звеньев в низшей КП осуществляется по поверхности. Контакт звеньев в высшей КП - либо по линии, либо в точке.
§1.2 Определение числа степеней свободы рычажных механизмов.
1.2.1 Плоские механизмы.
В плоском механизме все звенья движутся в одной плоскости, все оси параллельны друг другу и перпендикулярны плоскости механизма.
ФОРМУЛА ЧЕБЫШЕВА : W пп =3n -2p н -p в ,
Где n - число подвижных звеньев механизма, р н - число низших КП, р в - число высших КП.
Рис.1.2.1
1.2.2 Пространственные механизмы.
В пространственном механизме оси непараллельны, звенья могут двигаться в разных плоскостях.
W пр = 6n - (S 1 + S 2 + S 3 + S 4 + S 5)
Допустим, что механизм, изображенный на рис.1.2.1 - пространственный и все кинематические пары 5-го класса, т.е. одноподвижны A V ,B V ,C V ,D V , тогда
W пр = 6n - (5p V +4p IV +3p III +2p II+ p I)
W пр = 6 . 3 - 5 . 4 = -2 à статически неопределимая ферма.
Для получения W действ =0, необходимо добавить 3 движения.
q= W действ - W пр = 1 - (-2) = 3,
где q - избыточные связи .
Для того чтобы их устранить, надо изменить класс некоторых кинематических пар, при этом нельзя изменять класс КП А. Поэтому, сделаем КП В - сферическим шарниром, т.е. 3-го класса (добавим 2 подвижности), а КП С - 4-го класса (добавим 1 подвижность). Тогда
W пр = 6 . 3 - (5 . 2 + 4 . 1 + 3 . 1) = 18 - 17 = 1
ФОРМУЛА СОМОВА-МАЛЫШЕВА: W пр = 6 . n - ΣS i + q
§1.3 Кинематический анализ рычажных механизмов.
1.3.1 Основные понятия и определения.
Зависимость линейных координат в какой-либо точке механизма от обобщенной координаты - линейная функция положения данной точки в проекциях на соответствующие оси координат .
Зависимость угловой координаты какого-либо звена механизма от обобщенной координаты - угловая функция положения данного звена.
Первая производная линейной функции положения точки по обобщенной координате - линейная передаточная функция данной точки в проекциях на соответствующие оси координат (иногда называют «аналог линейной скорости…»)
полная скорость т. С будет 
Первая производная угловой функции положения звена по обобщенной координате - передаточное отношение .
Вторая производная линейной функции положения по обобщенной координате - аналог линейного ускорения точки в проекциях на соответствующие оси .
Вторая производная угловой функции положения звена по обобщенной координате - аналог углового ускорения звена .
1.3.2 Аналитический способ определения кинематических параметров рычажных механизмов.
Дано: w 1 , l AB , l BS 2 , l BC , l AC
Определить: v i , a i , w 2 , e 2 .
Для исследования плоских рычажных механизмов для решения данной задачи целесообразно использовать метод проецирования векторного контура на оси координат.
Для определения функции положения точки С представим длины звеньев в виде векторов.
Условие замкнутости данного контура:
(3)
рис.1.3.2 из (3) следует, что
(4)
Лекция 3.
Продифференцируем (3) по обобщенной координате:
(5)
Продифференцируем (2) по обобщенной координате:
Если необходимо определить функции положения центра масс, то вы делим векторный контур ABS 2
Условие замкнутости данного векторного контура имеет вид:
(6)
(7)
Продифференцируем (7) по обобщенной координате и получим аналоги линейных скоростей точек S 2 в проекциях на оси х и у:
(9)
Глава 2. Анализ машинного агрегата.
В данной главе будут рассмотрены следующие вопросы:
1. Силы и моменты, действующие в машинном агрегате.
2. Переход от расчетных схем машинных агрегатов к динамическим моделям.
3. Расчет усилий в кинематических парах основного механизма рабочей машины.
4. Определение законов движения главного вала (входного звена) рабочей машины под действием приложенных сил и моментов при различных режимах работы машинного агрегата.
§2.1 Силы и моменты, действующие в машинном агрегате.
2.1.1 Движущиеся силы и моменты F д и М д .
Работа движущих сил и моментов за цикл положительна: А д >0.
Цикл - промежуток времени, по истечению которого все кинематические параметры принимают первоначальное значение, а технологический процесс, происходящий в рабочей машине, начинает повторяться вновь.
2.1.2 Силы и моменты сопротивления (F с, M с).
Работа сил и моментов сопротивления за цикл отрицательна: А c <0.
2.1.3 Силы тяжести (G i).
Работа силы тяжести за цикл равна нулю: А Gi =0.
2.1.4 Расчетные силы и моменты (Ф Si, M Фi).
Ф Si, M Фi - Главные векторы сил инерции и главные моменты от сил инерции.
2.1.5 Реакции в кинематических парах (Q ij).
§2.2 Понятие о механических характеристиках.
Механическая характеристика 3-х фазного асинхронного двигателя.
Индикаторная диаграмма ДВС
H - ход поршня в поршневой машине
(расстояние между крайними
положениями поршня)
Индикаторная диаграмма насоса
Как правило, из паспорта известен диаметр поршня, по нему можно определить площадь S п = p . d 2 /4, тогда сила: F=p . S п
Правило знаков сил и моментов :
· Сила считается положительной, если она по направлению совпадает с направлением движения того звена, к которому эта сила приложена.
· Момент считается положительным, если его направление совпадает с направлением угловой скорости вращения данного звена.
Имея механическую характеристику поршневой машины и учитывая правило знаков, то можно перестроить в график сил (см. лабораторную работу №4).
Основной вывод:
В течение всего цикла работы поршневой машины сила, приложенная к поршню, будет изменяться как по величине, так и по направлению, это в свою очередь приводит к колебаниям угловой скорости главного вала рабочей машины.
§2.3 Понятие о расчетной схеме машинного агрегата и переход от нее к динамической модели.
На расчетной схеме машинного агрегата отмечают основные силовые факторы, действующие в машинном агрегате; основные массы звеньев, влияющих на закон движения машинного агрегата; и основные жесткости валов. На рис.5-92 показан переход от реальной схемы к расчетной схеме (а) и от нее к динамической модели.
Министерство транспорта Российской Федерации
Федеральное агентство морского и речного транспорта
Крымский филиал
ФГБОУ ВПО
«Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф.Ушакова»
Кафедра "Фундаментальные дисциплины"
Теория механизмов и машин
Курсовой проект
Плоский рычажный механизм
Пояснительная записка
Проект разработал: ст. гр. _
_____________________________
Руководитель проекта: проф. Буров В.С.
Севастополь 2012
1. Кинематический анализ плоского рычажного механизма................................................... 3
1.1. Построение механизма в 12 положениях.................................................................................. 3
1.2. Построение планов мгновенных скоростей............................................................................. 4
1.3. Построение планов мгновенных ускорений............................................................................ 5
1.4. Построение диаграммы перемещений....................................................................................... 8
1.5. Построение диаграммы скоростей............................................................................................. 9
1.6. Построение диаграммы ускорений............................................................................................ 9
2. Силовой анализ плоского рычажного механизма................................................................ 10
2.1. Определение нагрузок, действующих на звенья механизма................................................ 10
2.2. Силовой расчёт группы звеньев 7, 6........................................................................................ 12
2.3. Силовой расчёт группы звеньев 4, 5........................................................................................ 13
2.4. Силовой расчёт группы звеньев 2, 3........................................................................................ 14
2.5. Силовой расчёт ведущего звена............................................................................................... 15
2.6. Силовой расчёт ведущего звена методом Жуковского.......................................................... 15
3. Синтез зубчатого механизма..................................................................................................... 16
3.1. Определение геометрических параметров зубчатого механизма........................................ 16
3.2. Построение плана линейных скоростей.................................................................................. 19
3.3. Построение плана угловых скоростей..................................................................................... 20
4. Синтез кулачкового механизма................................................................................................ 21
4.1. Построение графика аналогов ускорений............................................................................... 21
4.2. Построение графика аналогов скоростей................................................................................ 22
4.3. Построение графика аналогов перемещений......................................................................... 22
4.4. Нахождение минимального начального радиуса кулачка..................................................... 22
4.5. Построение профиля кулачка................................................................................................... 23
Список литературы........................................................................................................................ 24
1. Кинематический анализ плоского рычажного механизма.
Дано:
Схема плоский рычажного механизма.
Геометрические параметры механизма:
l ОА =125 мм;
l АВ =325 мм;
l АС =150 мм;
Необходимо построить механизм в 12 положениях, планы мгновенных скоростей для каждого из этих положений, планы мгновенных ускорений для любых 2-х положений, а также диаграммы перемещений, скоростей и ускорений.
1.1 Построение 12 положений плоского рычажного механизма.
Строим окружность радиусом ОА. Тогда масштабный коэффициент будет:
Выбираем начальное положение механизма и от этой точки делим окружность на 12 равных частей. Центр окружности (т. О) соединяем с полученными точками. Это и будут 12 положений первого звена.
Через т. О проводим горизонтальную прямую линию Х-Х. Затем строим окружности радиусом АВ с центрами в ранее полученных точках. Соединяем точки В 0 , В 1 , В 2 ,…,В 12 (пересечения окружностей с прямой Х-Х) с точками 0, 1, 2, …, 12. Получим 12 положений второго звена.
От т. О откладываем вверх отрезок b. Получим точку О 1 . Из неё радиусом О 1 D проводим окружность.
На отрезках АВ 0 , АВ 1 , АВ 2 , …, АВ 12 от точки А откладываем расстояние равное АС. Получим точки С 0 , С 1 , С 2 , …, С 12 . Через них проводим дуги радиусом DC до пересечения с окружностью с центром в точке О 1 . Соединяем точки С 0 , С 1 , С 2 , …, С 12 с полученными. Это будут 12 положений третьего звена.
Точки D 0 , D 1 , D 2 , …, D 12 соединяем с т. О 1 . Получим 12 положений четвёртого звена.
От самой верхней точки окружности с центром в т.О1 откладываем горизонтально отрезок равный a. Через его конец проводим вертикальную прямую Y-Y. Далее из точек D 0 , D 1 , D 2 , …, D 12 строим дуги радиусом DE до пересечения с полученной прямой. Соединяем эти точки с вновь полученными. Это будут 12 положений пятого звена.
Учитывая масштабный коэффициент , размеры звеньев будут:
АВ= l АВ * =325*0.005=1,625 м;
АС= l АС * =150*0,005=0,75 м;
СD= l CD * =220*0.005=1.1 м;
О 1 D= l О1 D * =150*0,005=0,75 м;
DЕ=l DE * =200*0,005=1 м;
а 1 = а* =200*0,005=1 м;
b 1 = b* =200*0.005=1 м.
1.2 Построение планов мгновенных скоростей.
Для построения плана скоростей механизма существуют различные методы, наиболее распространённым из которых является метод векторных уравнений.
Скорости точек О и О 1 равны нулю, поэтому на плане скоростей совпадают с полюсом плана скоростей р.
Положение 0:
Но скорость т.В совпала с полюсом р, следовательно V B =0, а это значит, что скорости всех остальных точек тоже совпадут с полюсом и будут равны нулю.
Аналогично строятся планы мгновенных скоростей для положений 3, 6, 9, 12.
Положение 1 :
Скорость т.А получаем из уравнения:
Линия действия вектора скорости т.А перпендикулярна звену ОА, а сам направлен в сторону вращения звена.
На плане мгновенных скоростей строим отрезок (pа) ┴ ОА, его длина (ра)=45мм. Тогда масштабный коэффициент равен:
Скорость т.В получаем из уравнений:
, где V BA ┴ ВА, а V ВВ0 ║Х-Х
Из т.a на плане скоростей строим прямую ┴ звену ВС, а из т.р проводим горизонтальную прямую. В пересечении получим т.b. Соединяем т.а и т.b. Это будет вектор скорости т.В (V B).
V B = pb* = 0.04*15.3 = 0.612
Скорость т.С определяем с помощью теоремы подобия и правила чтения букв. Правило чтения букв заключается в том, что порядок написания букв на плане скоростей или ускорений жёсткого звена должен в точности соответствовать порядку написания букв на самом звене.
Из пропорции:
Можно определить длину отрезка ас:
Отложим от т.а отрезок равный 19,2 мм, получим т.с, соединим её с полюсом, получим вектор скорости т.С (V C).
Скорость т.D определяется с помощью решения системы геометрических уравнений:
, где V DC ┴ DC, а V DO 1 ┴ DO 1
Из т.c на плане скоростей строим прямую ┴ звену DС, а из т.р проводим прямую ┴ DO 1 . В пересечении получим т.d. Соединяем т.d с полюсом, получим вектор скорости т.D (V D).
V D = pd* = 0.04*37.4 = 1.496
Скорость т.Е находим также из решения системы уравнений:
, где V ED ┴ ED, а V EE 0 ║Y-Y
Из т.d на плане скоростей строим прямую ┴ звену DE, а из т.р проводим вертикальную прямую. В пересечении получим т.е. Соединяем т.а и т.b. Это будет вектор скорости т.В (V B).
V Е = pе* = 0.04*34,7 = 1,388
Аналогично строятся планы мгновенных скоростей для 2, 3, 4, 5, 7, 8, 10, 11 положений механизма.
1.3 Построение планов мгновенных ускорений.
Ускорения точек О и О 1 равны нулю, поэтому на плане ускорений они совпадут с полюсом плана ускорений π.
Положение 0:
Ускорение точки А находим:
На плане мгновенных ускорений строим отрезок πа ║ ОА, его длина (πа)=70 мм. Тогда масштабный коэффициент:
Направление ускорения т.В и т.А ║ прямой Х-Х, ┴ ВА, следовательно ускорение т.В совпадёт с концом вектора мгновенного ускорения т.А, а это значит, что и ускорения всех остальных точек механизма совпадут с ним.
Положение 7:
Ускорение точки А находим:
На плане мгновенных ускорений строим отрезок πа ║ ОА, его длина (πа)=70 мм.
Ускорение точки В можно найти с помощью решения векторного уравнения:
От т.а откладываем отрезок равный 21 мм ║ АВ, затем от конца полученного вектора строим отрезок ┴ АВ, а через полюс проводим горизонтальную прямую. Соединяя тоску пересечения с полюсом, получим вектор ускорения т.В.
Ускорение т.C находим с помощью теоремы подобия и правила чтения букв:
Следовательно
Ускорение точки D можно найти с помощью решения системы векторных уравнений:
От т.с откладываем отрезок равный 14,5 мм ║ DC, затем от конца полученного вектора строим отрезок ┴ DС.
Из т. π строим отрезок равный 1,75 мм ║ O 1 D, затем через конец полученного вектора проводим прямую ┴ O 1 D. Соединяя точку пересечения прямой ┴ O 1 D и прямой ┴ DС с полюсом, получим вектор ускорения т.D.
Ускорение точки E можно найти с помощью решения системы векторных уравнений:
Направление ускорения точки E ║ ED, поэтому через полюс проводим горизонтальную прямую, а от т.конца вектора ускорения т.D строим отрезок равный 1,4 мм ║ ED, затем от конца полученного ве6ктора проводим прямую ┴ ЕD. Соединяя точку пересечения прямой ║ ED и прямой ┴ ЕD с полюсом, получаем вектор ускорения точки Е.
1.4 Построение диаграммы перемещений выходного звена.
Диаграмма перемещений выходного звена получается в результате построения отрезков, которые берутся с чертежа плоского рычажного механизма в 12 положениях с учётом масштабного коэффициента
1.5 Построение диаграммы скоростей выходного звена.
Диаграмма скоростей выходного звена получается в результате графического дифференцирования методом приращений диаграммы перемещений выходного звена. Этот метод по сути является методом хорд. Если постоянное полюсное расстояние Н взять равным величине интервала Δt, тогда нет необходимости в проведении лучей через полюс П, так как в этом случае отрезки h i являются приращениями функции S(t) на интервале Δt.
Т. е. на диаграмме перемещений строится вертикальный отрезок от первого деления до пересечения с графиком. Затем из точки пересечения откладывается горизонтальный отрезок до пересечения со следующим делением. Потом от полученной точки снова откладывается вертикальный отрезок до пересечения с графиком. Так повторяется до окончания графика. Полученные отрезки строят на диаграмме скоростей с учётом масштабного коэффициента, но не от первого деления, а на пол деления раньше:
1.6 Построение диаграммы ускорений выходного звена.
Строится аналогично диаграмме скоростей выходного звена механизма
2. Силовой анализ плоского рычажного механизма.
Дано:
l ОА = 125 мм;
l АВ = 325 мм;
l АС = 150 мм;
l CD = 220 мм;
l О1 D = 150 мм;
l DE = 200 мм;
F max = 6.3 кН;
m К = 25 кг/м;
Диаграмма сил полезных сопротивлений.
Необходимо определить реакции в кинематических парах и уравновешивающий момент на входном валу механизма.
2.1 Определение нагрузок, действующих не звенья механизма.
Вычислим силы тяжести. Равнодействующие этих сил расположены в центрах масс звеньев, а величины равны:
G 1 = m 1 * g = m К * l ОА * g = 25 * 0.125 * 10= 31.25 H
G 2 = m 2 * g = m К * l B А * g = 25 * 0.325 *10 = 81.25 H
G 3 = m В * g = 20 * 10 = 200 Н
G 4 = m 4 * g = m К * l CD * g = 25 * 0.22 * 10 = 55 H
G 5 = m 5 * g = m К * l О 1D * g = 25 * 0.15 * 10 = 37,5 H
G 6 = m 6 * g = m К * l DE * g = 25 * 0.2 * 10 = 50 H
G 7 = m 7 * g = 15 * 10 = 150 H
Найдём силу полезного сопротивления по диаграмме сил полезных сопротивлений. Для рассматриваемого положения механизма эта сила равна нулю.
Данных для вычисления сил вредных сопротивлений нет, поэтому их не учитываем.
Для определения инерционных нагрузок требуются ускорения звеньев и некоторых точек, поэтому воспользуемся планом ускорений для рассматриваемого положения механизма.
Определим силы инерции звеньев. Ведущее звено, как правило, уравновешено, то есть центр масс его лежит на оси вращения, а равнодействующая сил инерции равна нулю. Для определения сил инерции других звеньев механизма предварительно определим ускорения их центров масс:
а S2 = * πS 2 = 0.4 * 58.5 = 23.4 м/с 2
а B = * πb = 0,4 * 64.9 = 25.96 м/с 2
а S4 = * πS 4 = 0.4 * 65.7 = 26.28 м/с 2
а D = * πd = 0,4 * 78.8 = 31.52 м/с 2
а S6 = * πS 6 = 0.4 * 76.1 = 30.44 м/с 2
а E = * πe = 0,4 * 74.5 = 29.8 м/с 2
Теперь определим силы инерции:
F И2 = m 2 * а S2 = 8.125 * 23.4 = 190 H
F И3 = m 3 * а B = 20 * 25.96 = 519 H
F И4 = m 4 * а S4 = 5.5 * 26.28 = 145 H
F И6 = m 6 * а S6 = 5 * 30.44 = 152 H
F И7 = m 7 * а E = 15 * 29.8 = 447 H
Для определения моментов сил инерции необходимо найти моменты инерции масс звеньев и их угловые ускорения. У звеньев 3 и 7 массы сосредоточены в точках, у звена 1 и угловое ускорение равно нулю, поэтому моменты сил инерции этого звена равна нулю.
Примем распределение массы звеньев 2, 4 и 6 равномерно по их длинам. Тогда инерция звеньев относительно точек S i равен:
J S 2 = m 2 * l 2 2 /12 = 8,125 * 0,325 2 /12 = 0,0715 кг*м 2
J S 4 = m 4 * l 4 2 /12 = 5,5 * 0,22 2 /12 = 0,0222 кг*м 2
J S 6 = m 6 * l 6 2 /12 = 5 * 0,2 2 /12 = 0,0167 кг*м 2
Угловые ускорения звеньев 2, 4, 5 и 6 определяются по относительным тангенциальным ускорениям, поэтому:
Найдём моменты сил инерции 2, 4, 6 звеньев:
М И2 = J S 2 * = 0,0715 * 82,22 = 5,88 Нм
М И4 = J S 4 * = 0,0222 * 42,73 = 0,95 Нм
М И6 = J S 4 * = 0,0167 * 35,6 = 0,59 Нм
2.2 Силовой расчёт группы звеньев 6, 7.
Выделим из механизма группу звеньев 6, 7, расставим все реальные нагрузки и силы и моменты сил инерции.
Действие на рассматриваемую группу отброшенных звеньев заменим силами. В т.Е на ползун 7 действует сила со стороны стойки - направляющей ползуна. В отсутствии трения сила взаимодействия направлена перпендикулярно к контактирующим поверхностям, т. е. перпендикулярно направлению движения ползуна, а влево или вправо, пока не известно, поэтому направим эту силу предварительно вправо. Если после вычислений окажется, что она отрицательна, то необходимо изменить направление на противоположное.
В индексе обозначения ставятся две цифры: первая показывает со стороны какого звена действует сила, а вторая - на какое звено эта сила действует.
В точке D со стороны звена 5 на звено 6 действует сила R 56 . Ни величина, ни направление этой силы неизвестны, поэтому определяем её по двум составляющим: одну направим вдоль звена и назовём нормальной составляющей, а вторую перпендикулярно звену и назовём тангенциальной составляющей. предварительное направление этих составляющих выбираем произвольно, а действительное направление определиться знаком силы после вычислений.
На ползун Е действует ещё сила полезного сопротивления, но она равна нулю.
Расставим на выделенной группе звеньев все перечисленные силы и определим неизвестные реакции в кинематических парах Е, D - R E и R 56 .
Сначала определяем тангенциальную составляющую силы R 56 из условия равновесия звена 6. Приравняв нулю сумму моментов сил относительно точки Е, получим:
Момент сил инерции необходимо делить на потому, что звенья изображены в масштабе , и в расчётах используются их значения снятые с чертежа.
Нормальная составляющая силы R 56 и сила R E находятся графическим методом из векторного многоугольника, построенного для группы звеньев 6, 7. Известно, что при силовом равновесии многоугольник, составленный из векторов сил, должен быть замкнутым:
Так как направления линий действия нормальной составляющей силы R 56 и R E известны, то построив предварительно незамкнутый многоугольник из известных векторов сил, можно обеспечить его замыкание, если провести через начало первого и конец последнего вектора прямые, параллельные направлениям искомых сил. Точка пересечения этих прямых определит величины искомых векторов и их действительные направления.
Из построений видно, что направление силы R 76 - от n к m, а силы R 67 - от m к n.
R 56 = * = 1/4 * 209,7 = 52.43 Н
R E = * = 1/4 * 69,3 = 17.33 Н
2.3 Силовой расчёт группы звеньев 5,4.
Выделим из механизма группу звеньев 4, 5, расставим все реальные нагрузки и силы и моменты сил инерции, реакции отброшенных звеньев. В точке D действует сила R 65 , которая равна R 56 и направлена противоположно ей.
Неизвестными являются: сила взаимодействия 4 и 2 звена, сила взаимодействия 5 звена и стойки.
В точке С со стороны звена 2 на звено 4 действует сила R 24 . Ни величина, ни направление этой силы неизвестны, поэтому определяем её по двум составляющим: одну направим вдоль звена и назовём нормальной составляющей, а вторую перпендикулярно звену и назовём тангенциальной составляющей. предварительное направление этих составляющих выбираем произвольно, а действительное направление определиться знаком силы после вычислений.
Сначала определяем тангенциальную составляющую силы R 24 из условия равновесия звена 4. Приравняв нулю сумму моментов сил относительно точки D, получим:
Нормальная составляющая силы R 24 и сила R O 1 находятся графическим методом из векторного многоугольника, построенного для группы звеньев 5, 4. Известно, что при силовом равновесии многоугольник, составленный из векторов сил, должен быть замкнутым:
Определим величины реакций в кинематических парах:
R 24 = * = 1 * 26.6 = 26.6 Н
R O 1 = * = 1 * 276.6 = 276.6 Н
2.4 Силовой расчёт группы звеньев 2, 3.
Выделим из механизма группу звеньев 2, 3, расставим все реальные нагрузки и силы и моменты сил инерции, реакции отброшенных звеньев. В точке C действует сила R 24 , которая равна R 24 и направлена противоположно ей.
Неизвестными являются: сила взаимодействия 1 и 2 звена, сила взаимодействия 2 звена и ползуна.
В точке С со стороны звена 1 на звено 2 действует сила R 12 . Ни величина, ни направление этой силы неизвестны, поэтому определяем её по двум составляющим: одну направим вдоль звена и назовём нормальной составляющей, а вторую перпендикулярно звену и назовём тангенциальной составляющей. предварительное направление этих составляющих выбираем произвольно, а действительное направление определиться знаком силы после вычислений.
Сначала определяем тангенциальную составляющую силы R 12 из условия равновесия звена 2. Приравняв нулю сумму моментов сил относительно точки А, получим:
Нормальная составляющая силы R 12 и сила R В находятся графическим методом из векторного многоугольника, построенного для группы звеньев 2, 3. Известно, что при силовом равновесии многоугольник, составленный из векторов сил, должен быть замкнутым:
Так как направления линий действия нормальной составляющей силы R 24 и R O 1 известны, то построив предварительно незамкнутый многоугольник из известных векторов сил, можно обеспечить его замыкание, если провести через начало первого и конец последнего вектора прямые, параллельные направлениям искомых сил. Точка пересечения этих прямых определит величины искомых векторов и их действительные направления.
Определим величины реакций в кинематических парах:
R 12 = * = 1/2 * 377,8 = 188,9 Н
R В = * = 1/2 * 55,4 = 27,7 Н
2.5 Силовой расчёт ведущего звена.
Ведущее звено обычно уравновешено, то есть центр масс его находится на оси вращения. Для этого требуется, чтобы сила инерции противовеса, установленного на продолжении кривошипа ОА, равнялась силе инерции звена ОА:
m = M 1 /l OA = 3.125/0.125 = 25 кг - масса единицы длины.
Отсюда можно определить массу противовеса m 1 , задавшись её расстоянием r 1 от оси вращения. При r 1 = 0,5 * l m 1 = M 1 (масса звена ОА).
В точке А на 1 звено со стороны 2 звена действует сила R 21 , момент которой относительно точки О равен уравновешивающему моменту.
В точке О при этом возникает реакция R О, равная и противоположно направленная силе R 21 . Если сила тяжести звена соизмерим с силой R 21 , то её необходимо учесть при определении реакции опоры О, которая может быть получена из векторного уравнения:
2.6 Силовой расчёт ведущего звена методом Жуковского.
К плану мгновенных скоростей механизма, повернутому на 90 0 в сторону вращения, прикладываем все силы, действующие на механизм, и составляем уравнение моментов действующих сил относительно полюса.
Практически все автомобили на заводе снабжают домкратом. Как правило, простым ромбическим или рычажно-винтовым. В инструментальных магазинах выбор значительно шире
Домкрат - дальний родственник той мега-оглобле, которой Архимед собирался перевернуть нашу многострадальную планету. Спустя тысячелетие после эпохи великого геометра домкраты, ставшие более сложными механизмами уже из двух оглобель, широко применялись в просвещенной Европе как средство отжима замков, а иногда и целых городов посредством поднятия или разламывания городских ворот. Говорят также, что именно домкрат положил начало промышленному шпионажу. В Россию его привёз Петр Первый вместе с табаком, картофелем и запретом барбершопов. Собственно, слово dommekracht означает ни что иное как «подъёмник грузов». В наше время магазины, специализирующиеся на инструментах и автопринадлежностях, продают несколько их разновидностей, различающихся конструкцией и способом применения.
1. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ БУТЫЛОЧНЫЕ
от 700 до 25 000 ₽
Пик популярности этих домкратов пришёлся на середину прошлого века. Это надёжная прочная конструкция, представляющая собой два цилиндра, соединенных каналом, типа сообщающихся сосудов, и двух поршней, один из которых поднимает груз, а второй нагнетает давление с помощью рычага. Существует два типа таких домкратов - с выдвижной винтовой штангой и без неё. Они так и называются - одно- и двухштоковые (двухштоковые поднимают на большую высоту). Главный минус всех бутылочных гидравлических домкратов - большая начальная высота упора, а главный плюс в том, что их подъёмная сила может быть очень велика. Например, для грузовиков и спецтехники продаются домкраты, способные при собственном весе в несколько десятков килограммов поднимать до 100 тонн! Недостаток, определяющийся высотой подхвата, вынуждает тщательнее относиться к точкам установки пяты. Как правило, это или усиления на рёбрах кузовных деталей, или специальные площадки, или балка моста. У грузовиков и внедорожников - рычаги. С учётом того что бутылочные домкраты не самые устойчивые, техника безопасности требует при работе с автомобилем ставить его на дополнительные упоры. Стоимость - от 700 рублей за 2-тонного до 25 тыс. рублей за 100-тонного монстра.
2. БУТЫЛОЧНЫЕ ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ
от 7 000 до 19 000 ₽
Отдельная каста домкратов - бутылочные пневматические. Нужны они там, где что-то приходится поднимать быстро и часто, поскольку это одно из главных их преимуществ. В отличие от гидравлических, где привод подъёмного механизма осуществляется вручную, с пневматическими домкратами работает компрессор. Понятно, что они не слишком часто встречаются в обычных гаражах и мелких мастерских. Характеристики пневматических бутылочных домкратов, их габариты и принцип действия аналогичны гидравлическим. Цена - от 7 до 19 тыс. рублей.
3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ЗАЦЕПНОЙ
от 10 000 до 74 000 ₽
В случаях когда обычный гидравлический домкрат бутылочного типа невозможно установить из-за малого дорожного просвета, используют зацепные домкраты. Особенно популярны они в местах, где работают тяжёлые складские погрузчики. Принцип действия зацепных домкратов такой же, как и бутылочных, но к подъёмному штоку присоединен L-образный зацеп. Они тяжелее аналогичных бутылочных, почти не отличаясь по грузоподъёмности. Есть рассчитанные на 2,5 т, есть - на 50 т. Высота подъёма зависит от конструкции, но в принципе она ниже бутылочного классического и уж тем более двухштокового. Если вам не нужно поднимать тяжёлые станки, то особого смысла доплачивать за сверхнизкий зацеп нет. Тем более что этим зацепом автомобиль практически не за что зацепить… Цена - от 10 до 74 тыс. рублей.
4. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ
от 20 000 ₽
Конструкция домкратов с приводом подъёмного устройства сжатым воздухом не ограничивается бутылочным типом. Есть ещё и те, у которых основу составляют воздухонепроницаемый мешок и система клапанов… В виде своего рода гармошки на металлической станине и со стальным подпятником или буквально в виде большого мешка. Первые особенно популярны там, где важна скорость - они способны поднять груз массой 2 т на высоту 380 мм за 5 секунд при рабочем давлении около 5 атм. При этом высота подхвата составит всего 165 мм, а необходимое давление обеспечит даже небольшой компрессор с ресивером. Правда, они не рассчитаны на длительное удержание груза и требуют дополнительного упора. Устойчивость же при подъёме обеспечивает встроенная в конструкцию телескопическая штанга. Промышленные «воздушные» домкраты довольно дороги - от 20 тыс. рублей.
5. ПОДКАТНЫЕ ДОМКРАТЫ
от 700 до 10 000 ₽
В наше время этот вид домкратов становится не менее популярным, чем бутылочные. В классическом исполнении он состоит из станины на колёсиках с горизонтальным гидроцилиндром и поднимающимся рычагом с упорной пятой разных конфигураций. Приводится в действие рукоятью, которая по совместительству может служить, скажем, баллонным ключом. Высота подхвата, как правило, не превышает 100 мм, а высота подъёма достигает 500 мм! Домкраты с ручным приводом обычно обладают умеренной грузоподъёмностью - от 1 до 5 т. Они довольно тяжёлые, габаритные и не предназначены для перевозки в легковом автомобиле. Могут работать на разных поверхностях, устойчивы, но предпочитают ровный твёрдый пол. Ценовая линейка широчайшая. Можно найти модель неизвестного производителя за 700 рублей и многофункциональное устройство от именитой фирмы за 10 тыс.
6. ДОМКРАТЫ НОЖНИЧНОГО ТИПА
от 16 000 до 25 000 ₽
Ещё одна разновидность подкатных домкратов. Конструкция позволяет им складываться наподобие ножниц (отсюда и название). Предназначены как для работы с низкорасположенным грузом, так и с большой высотой подъёма (до 700–800 мм). Причём может использоваться в два этапа: сперва груз отрывается от земли, а после с помощью подставки переставляется на пяту на корпусе насоса и поднимается до нужной высоты. Как правило, способны поднять с высоты зацепа в 70–80 мм вес в 4–7 т на уровень в три четверти метра. Стоят такие от 16 тыс. рублей за 4-тонный до 25 тыс. рублей за 7-тонный.
7. ДОМКРАТЫ-«КРОКОДИЛЫ»
от 10 000 до 30 000 ₽
По сути это подкатные домкраты, но большей мощности и с большей высотой подъёма опорной пяты. Такие нужны для профессиональной работы с коммерческими автомобилями, прицепами, сельскохозяйственной и спецтехникой. Грузоподъёмность в 10–20 т для них не является чем-то особенным, но при этом и весят они до 240 кг. Будучи профессиональным оборудованием, стоят «крокодилы» от 10 до 30 тыс. рублей и в гаражах автолюбителей встречаются редко.
Отдельным блоком мы разместили так называемые «джиперские домкраты». При том что каждый внедорожник вне зависимости от класса оснащён заводским домкратом, для езды по бездорожью ему обычно нужно более серьёзное оборудование. Самые популярные офф-роуд домкраты - реечные и надувные.
8. ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИЕ
от 10 000 до 14 000 ₽
Но самым интересным домкратом можно назвать электрогидравлический. Это сравнительно новый вид подъёмного устройства, в конструкции которого совмещены насос-гидромотор и домкрат бутылочного типа. Правильнее было бы назвать его электропневмогидравлическим, но получается очень уж длинно, поэтому название сокращают. Принцип работы подъёмного механизма прост - компрессор приводит в действие пневмоцилиндр, который давит на плунжер гидравлической системы. Высота подъёма - от 155 до 500 мм. Есть интересная комплектация с гайковёртом ударного типа, упрощающим, к примеру, замену колеса. Интересно было бы попробовать такой на бездорожье, но, поскольку информации о защищённости конструкции от влаги и пыли нет, можно делать это только на свой страх и риск. Довольно высокая стоимость, от 10 до 14 тыс. рублей, компенсируется тем, что вы получаете сразу два устройства - компрессор и домкрат.
9. НАДУВНЫЕ
от 3 000 до 5 000 ₽
Внутри домкратов, которые используют выхлопные газы или воздух автомобильного компрессора - пустота. Это большие мешки из прочной воздухонепроницаемой ткани со шлангом с системой клапанов и раструбом для присоединения к выхлопной трубе. В настоящее время их оснащают дополнительными секциями шланга со штуцером, позволяющим подсоединяться к автомобильному компрессору. Грузоподъёмность пневматических домкратов, как правило, 3–4–5 т. Отлично подходят для внедорожников, штурмующих бездорожье в заводской комплектации. При установке достаточно засунуть домкрат под днище, стараясь избегать горячих точек и острых выступающих деталей. Надувается он быстро, а спущенный укладывается в штатную сумку. Их стоимость невысока - от 3 до 5 тыс. рублей. По причине крайней неустойчивости они не приспособлены для ремонтных работ, зато отлично показали себя на слабых грунтах, в песке и глине. А вот для камней и буреломов потребуется жёсткая подложка.
10. РЕЕЧНЫЕ ДОМКРАТЫ
от 5 000 до 10 000 ₽
Самый известный вариант реечного домкрата представляет собой популярный фермерско-джиперский High Lift Jack и его многочисленные разновидности. В названии скрывается главная характеристика - длина рейки. Она может быть и 60, и 160 см. Грузоподъёмность наиболее популярных образцов примерно одинакова и составляет 3–4 т. Деталями, влияющими на выбор, могут стать размеры опорной платформы, высота подхвата, качество материала, из которого изготовлена рейка и детали подъёмного механизма. Определить это можно лишь косвенно по цене, марке и отзывам пользователей. Реечные домкраты потенциально наиболее травмоопасные и требуют определённых навыков, особенно в условиях бездорожья. Цена зависит от длины и производителя, средней считается 10 USD за 10 см рейки, то есть 5–10 тыс. рублей. К реечным домкратам продают комплекты дополнительного оборудования, например, платформу для мягких грунтов, крюки для захвата за колесо, упоры на рейку. Кроме того, реечный домкрат обладает уникальной способностью работать как мощная, хотя и довольно медленная лебёдка. Как правило, требует наличия в автомобиле специально подготовленных мест для установки крюка подхвата, которые представляют собой вырезы в силовых бамперах, наваренные площадки на порогах, или специального устройства для захвата за диск. И не забывайте про площадку для пяты - тонет хай-джек в мягком грунте великолепно.
НЕ СТОЙ ПОД ГРУЗОМ…
Нельзя оставить без внимания такой важный вопрос, как техника безопасности. Ни один производитель не рекомендует использовать при работе под машиной один лишь домкрат - обязательно нужны надёжные упоры. Ну а в случае с реечным домкратом требования безопасности настолько серьёзны, что мы не советуем использовать его, если у вас нет возможности пройти курс обучения у того, кто умеет это делать. Что касается рекомендаций, то мы бы советовали купить подкатной домкрат с подъёмной силой в 2–3 тонны для гаража и надувной для бездорожья. А если хочется всего и сразу, то электрогидравлический.
Текст
Игорь Губарь
Фотографи
ТД Сорокин