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PLAN DU COURS CHAP 1 – ANALYSE STRUCTURALE D’UN MECANISME - MECANISMES PLAN ET SPATIAUX - SCHEMA CINEMATIQUE - DEGRES DE MOBILITE D’UN MECANISME - NOTIONS DE GROUPE D’ASSOUR CHAP 2 SYNTHESE DES MECANISME A BARRES - SYNTHESE GRAPHIQUE DES MECANISMES PLANS - PRINCIPES DE ROTABILITE DES MECANISMES A QUATRE BARRES - SYNTHESE ANALYTIQUE DES MECANISMES PLANS CHAP 3 ANALYSE CINEMATIQUE DES MECANISMES - METHODE DES CIR - METHODE DU POINT DE KENNEDY - METHODE GRAPHIQUE CHAP 4 TRAVAUX PRATIQUES EN ATELIER
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1
C’est un schéma simplifié décrivant la structure d’un mécanisme et permettant à son analyse cinématique. Les barres sont numérotés et les liaisons sont lettrées.
A B Bo Ao
Mécanisme d’ouverture et fermeture de fenêtre
Schéma cinématique
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2
X
C
B
A E, F D 1
Link 2 Link 3 THEORIE DES MECANISMES 1
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3
plaque Verin hydraulique
Indication d’un angle fixe
Indication d’une liaison rigide
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4
Paires inférieures – le mouvement est transmis par un contact surfacique. Paires supérieures – Le mouvement est transmis par l’intermédiaire d’un contact ponctuel ou linéique
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5
Paire de rrevolution ou pivot – 1 degré de libertéo Elle permet la rotation pure entre les deux éléments qu’elle connecte
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6
Paire prismatique ou encore liaison glissière – un degré de liberté Elle permet le déplacement relatif linéaire entre les deux éléments qu’elle connecte
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7
Paire ou liaison hélicoïdale - 1 degré de liberté Les mouvements de translation et de rotation induits par cette paire sont fonction de l’angle d’hélice
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8
Paire cylindre ou encore pivot glissant – deux degré de liberté Elle permet à la fois une rotation et une translation relative entre les deux éléments qu’elle connecte
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9
Paire sphérique ou rotule - Trois degrés de liberté Elle permet la rotaion par rapport aux trois axes entre les éléments qu’elle connecte
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10
Paire plane ou encore appui plan – Trois degrés de liberté Elle permet une rotaion par rapport à l’axe z et deux translation suivant x et y
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11
Une paire en came à la fois la rotation et le glissement entre deux éléments
Une liaison par engrenage permet à la fois une rotation et un glissement entre les éléments qu’elle connecte
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12
2 DDL
1 DDL
2 DDL
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13
Degré de liberté – Paires inférieures
Each pin connection removes two degrees of freedom of relative motion between two successive links. Two degrees of freedom joints are sometimes called a half a joint (Norton). A slider is constrained against moving in the vertical direction as well as being constrained from rotating in the plane. A spheric pair is a ball and socket joint, 3 DOF. The helical pair has the sliding and rotational motion related by the helix angle of the screw. Planar pair is seldom used THEORIE DES MECANISMES 1
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14
Un objet dans l’espace possède 6 degrés de liberté.
Translation – le long de X, Y, et Z
• Rotation – Rotation par rapport à X, Y, et Z
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15
Mécanismes plans (2D) Degré de mobilité– nombre de coordonnées indépendantes requises pour spécifier de manière complète la position d’un mécanisme Trois coordonnées indépendants nécessaires pour spécifier l'emplacement du mécanisme AB, xA, yA, et l'angle θ
Un mécanisme sans contrainte dans un plan a trois degrés de liberté, un mécanisme avec L éléments a 3L degrés de liberté THEORIE DES MECANISMES 1
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16
Equation de Kutzbach’s (ou de Groubler)
W = 3(L – 1) – 2J1 – J2 W = degré de mobilité L = nombre d’éléments, y compris le bâti J1 = Nombre de paires inférieures J2 = Nombre de paires supérieures DOF ≤ 0
structure
DOF > 0
Mécanisme
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Mécanisme articulé à quatre L = 4 , J1 = 4, J2 = 0 DDM = 3(L – 1) – 2J1 – J2 DDM = 3(4 – 1) – 2(4) – (0) = 1 Bielle-manivelle L = 4 , J1 = 3 + 1 = 4 J2 = 0 DDM = 3(4 – 1) – 2(4) – (0) = 1
1 DDM signifie qu’un seul moteur est suffisant pour le mécanisme THEORIE DES MECANISMES 1
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Degré de mobilité d’un mécanisme – bras mécanique L = 12,
J1 = 12 (pivots) + 3 (glissière) = 15, 10 11 11, 12
12
J2 = 0
9 10
9
8
7 8
7
5 6
6
5
4
DDM = 3(L – 1) – 2J1 – J2 = 3(12-1) -2(15) = 3
4
3
3 vérins suffisent au contrôle du mécanisme
3
2
1 1
2
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19
Degré de mobilité d’un mécanisme- exemple L = 7, J1 = 6 (pivots) + 1 (glissière) = 7, J2 = 1
DDM= 3(L – 1) – 2J1 – J2 = 3(7-1) – 2(7) – 1 = 3 CHAPE
1
4 3 2
RESSORT
5
GLISSIERE
6 1 7 1
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20
CHAP 2 SYNTHESE DES MECANISME A BARRES
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21
SYNTHESE GRAPHIQUE DES MECANISMES PLANS
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22
Concevoir un mécanisme pour obtenir un mouvement spécifique ou une force spécifique. Synthèse de type: Etant donné une performance requise, quel type de mécanisme est le plus approprié? Synthèse de nombre: Combien de barres ou de membrures doit comporter le mécanisme? Combien de degrés de mobilité doit on avoir? Synthèse dimensionnelle: Détermination des dimensions de chacune des barres du mécanisme
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23
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24
Les mécanismes de Watt ont des barres tertiares adjacentes
Barres tertiaires
Watt I
Watt II THEORIE DES MECANISMES 1
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25
Les mécanismes de stephenson ont des barres tertiaires reliées par des barres binaires
Barres binaires
Stephenson II Barres tertiaires
Stephenson I
Stephenson III THEORIE DES MECANISMES 1
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26
Mécanisme d’alimentation permettant le transfert une par une de pièces cylindriques pour usinage
Watt II THEORIE DES MECANISMES 1
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27
Synthèse de type Mécanismes dérivés
Il est souvent nécéssaire de dériver des mécanismes pouvant conduire une glissière le long d’une direction donnée. On doit également prevoir que la glissière aura un mouvement de reciprocité. 4-Bar
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Mécanismes dérivés ( 6 barres) 6-Bar
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29
Position limite d’un mécanisme articulé à quatre barres. Le coupleur et la manivelle sont alignés
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30
Dépendamment de la barre fixe dans un mécanisme articulé à quatre barre on obtient les inversions suivantes Lmin+Lmaxla+lb
Grashof
Non - Grashof
La barre la plus courte
Double manivelle
Double balancier
Barre opposée à la barre la plus courte
Double balancier
Barre adjacente à la barre la plus courte
Manivelle balancier
Barre fixe
Lmin+Lmax=la+lb
Possibilité d’alignement des quatre barres
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Mécanisme articulés à quatre barres: Mécanismes à ligne droite 1.Mécanisme Chebyshev L1 = 2 Unités, L 2 = L 4 = 2.5 Unités,
L 3 = 1 Unité
P est le point milieu de L 3 C’est un mécanisme à double balancier
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32
Mécanisme articulés à quatre barres: Mécanismes à ligne droite 2. Mécanisme de Hoekens L 1 = 2 Unités, L 2 = 1 Unité,
L 3 =L 4 = 2.5 Unités
Le distance entre le coupleur et le point A de sortie est de 5 unités de longueur. C’est un mécanisme manivelle balancier
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Mécanisme articulés à quatre barres: Mécanismes à ligne droite 3.Mécanisme de Roberts L1 = 2 Unités,
L2 = L3 = L4 = 1 Unité
Le point P du coupleur est à une unité de longueur de chaque extrémité de L2. Il s’agit d’un double balancier
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Mécanisme articulés à quatre barres: Mécanismes à ligne droite 4. Mécanisme de Watt’s L1 = L3 = 2 Unités,
L2 = 1 Unité
La longueur du bati est de 4 unités de longueur et le point P est au centre du coupleur. Il s’agit également d’un L1 mécanisme ne respectant pas la loi de Grashof .
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36
Synthèse dimensionnelle – Elle permet au concepteur d’avoir une solution immédiate au problème posé, mais les paramètres sont difficielement adaptable pour de nouvelles solutions. Méthode analytique – Approche souhaité pour des calculs automatisés. Méthode flexible.
Méthode graphique
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37
Synthèse graphique – mécanisme à quatre barres génération d’un mouvement
Deux positions, le coupleur en sortie
B1 1.
Dessiner la barre AB dans ses deux positions désirées , A1B1 et A2B2
2.
relier A1 à A2 et B1 à B2.
3.
Dessiner les médiatrices des droites A1 A2 et B1B2
4.
Choisir deux pivots fixes, O2 et O4, à n’importe quel point des médiatrices.
5.
Mesurer la longueur des barres, O2A = barre 2, AB = barre 3, O4B = barre 4 et O2 O4 = barre 1
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A2
A1
Médiatrices
B2 O2 O4
Vérifier la condition de Grashof! THEORIE DES MECANISMES 1
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Synthèse graphique – mécanisme à quatre barres génération d’un mouvement Trois positions, coupleur en sortie Même procédure que pour deux positions.
A2
1.
Dessiner la barre AB dans les trois positions désirées
2.
Tracer les médiatrices des segments A1A2 et A2A3, leur intersection donnera la position du premier pivot fixe O2. Même chose pour le point B et le second pivot O4.
3.
B1
A1
A3
O2
O4
B2
Verifier la précision du mécanisme et le critère de Grashof. B3
4.
La position des pivots fixes dépend principalement de la deuxième position du coupleur. NGAYIHI CLAUDE
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Synthèse graphique – mécanisme à quatre barres génération d’un mouvement
Ajout d’une paire binaire à un mécanisme Non-Grashof 1.
Dessiner les quatre barres dans leur deux positions
2.
Choisir un point quelconque C sur la barre 2
3.
B1 3
Relier C1 à C2 et étendre. Choisir n’importe quel point sur cette ligne pour le troisième pivot fixe
5.
Tracer un cercle de rayon C1C2 / 2. Ce rayon sera la longueur de la 6ème barre.
6.
Mesurer O6D = barre 6, DC = barre 5 NGAYIHI CLAUDE
B2
2
O6 4.
A2
A1 6
D2
5
4
C1
C2
O2 O4
THEORIE DES MECANISMES 1
40
Synthèse graphique – mécanisme à quatre barres génération d’un mouvement Mécanisme à six barres de Grashof B1 A
A1 2
O2
5 3
D
B
4
C O4 6
O6
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41
Synthèse graphique – mécanisme à quatre barres génération d’un mouvement 2 positions d’un mécanisme de Grashof avec le balancier en sortie 1. 2.
Tracer la barre CD dans ses deux positions désirées, C1D1 and C2D2 Tracer les médiatrices des segments C1C2 et D1D2
3.
L’inetrsection de ces médiatrices sera le pivot fixe O4.
4.
Choisir B1 sur la barre O4C1 et trouver B2 tel que O4B1= O4B2
5.
Relier B1 à B2 et étendre. Choisir sur cette droite la position du pivot fixe O2.
6.
Tracer un cercle de rayon B1 B2 / 2, le point A sera l’intersection du cercle avec l’extension de B1 B2 . NGAYIHI CLAUDE
D1 C2
C1
O2
A2
B1
O4
7.
D2
B2
O2A = B1B2 / 2
Mésurer la longueur des barres , O2A = barre 2, AB = barre 3, O4B = barre 4 et O2 O4 = link 1
THEORIE DES MECANISMES 1
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Synthèse graphique – mécanisme à quatre barres génération d’un mouvement 2 positions d’un mécanisme de Grashof avec le balancier en sortie
D1 C2
C1
O2
B2
A2
D2
O4
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43
Synthèse graphique – génération de trajectoire Trois points prescrits. Construire un mécanisme à 4 barres tel qu’un point du coupleur passe par trois positions précises 1.
Dessiner les trois points points, P1, P2, and P3.
2.
Selectionner la position des pivots fixes O2 et O4.
3.
Selectionner la longueur de la manivelle O2A et la distance de A au point du coupleur P (AP).
4.
avec A1P1 établi, trouver les points A2 et A3, tels que A1P1 = A2P2 = A3P3.
5.
Mesurer les angles α1 (O2A1P1), α2 et α3.
P1
P2 P3
A2 A1 α1
α2
α3 A3
O2
O4 A′2
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44
Synthèse graphique – génération de trajectoire Trois points prescrits. On trouve le deuxième pivot B du coupleur par inversion. En fixant le O”4 segment AP dans sa position 1 du pivot et en effectuant une rotation de O2O4. 6.
Rotation de A1O2 / A1 de (α2 – α1) vers O’ 4 O’2 . Même sens que le mécanisme.
Tracer un cercle de centre O’2 de rayon O2O4 , un autre de centre P1 de rayon P2O4 , trouver l’intersection, O’4 . 8. Rotation de A1O2 / A1 de (α3 – α1) vers O”2 . 9. Tracer un cercle de centre O”2 de rayon O2O4 , un autre de centre P1 de rayon P3O4 , trouver l’intersection, O”4 . 10. Relier O4 à O’4 et O’4 à O”4 et tracer leurs médiatrices. Localiser l’intersection, B.
P1
P2
7.
11.
Intersection trop loin P3 du mécanisme
A1 O”2
B
2
O2
4P O 2
O”4
O4
4
O’2
O2O4
Verifier le mécanisme.
NGAYIHI CLAUDE
O’4
3
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45
Synthèse graphique – génération de trajectoire avec timing prescrit Trois points prescrits Timing prescrit Pour une rotation α à l’entrée, le mécanisme passe de P1 à P2 Pour une rotation de β à l’entrée, le mécanisme passe de P1 de P3 1.
Select ionner la position du pivot fixe O2.
2.
Rotation de O2P2 , dans le sens opposé au mouvement, d’un angle α, vers P’2.
3.
Rotation de O2P3 , dans le sens opposé au mouvement, d’un angle β, vers P’3.
4.
Tracer les médiatrices de P1P’2 et P1P’3. localiser leur intersection A.
5.
Mesurer O2A = barre 2 et AP.
6.
Même procédure que pour le cas sans timing pour la position du pivot du coupleur B. NGAYIHI CLAUDE
P’2
P1
P2 P3
P’3 A
α
β O2
Note: Le timing élimine le choix libre de la longueur de manivelle et du coupleur AP. THEORIE DES MECANISMES 1
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Mécanisme à 4 barres manivelle balancier Temps d’avance – Le mécanisme est sous charge. Temps de retour – Le mécanisme travaille à vide. Q = Temps d’avance / Temps de retour Q>1
Mécanisme à retour rapide
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47
Mécanisme à retour rapide Considérons les deux positions limites d’un mécanisme manivelle balancier
C
B1
B2 4
3 2
A2
A1 O4
O2
Localisons le point C satisfaisant à ces deux conditions; 1) C est à l’extension de A2B2. NGAYIHI CLAUDE
B2C = r2 +r3 - (r3 – r2) = 2r2
THEORIE DES MECANISMES 1
2) O2C = O2B1 = r2 + r3
48
Mécanisme à retour rapide
C
B1
B2 180 + α, Temps d’avance 2
A2
α
4
3
A1
O2 180 – α, Temps de retour
O4
Rapport de vitesse, Q Q = Avance / Retour = (180 + α) / (180 – α) Retour deux fois plus rapide
2 = (180 + α) / (180 – α), α = 60o NGAYIHI CLAUDE
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49
Synthèse d’un mécanisme à retour rapide Connus ou sélectionnés
Determiner; r1, r2, r3
Angle du balancier, φ Paramètres de Longueur du balancier, r4 conception Rapport de vitesse, Q 1.
Selectionner la position du pivot fixe O4.
2.
Dessiner les deux positions limites, connaissant r4 et φ. Calculer l’angle α pour
3.
(180 + α) / (180 – α) Q= Construire une droite arbitraire XX’ passant par B1.
5.
Construire une droite YY’ passant par B2 et faisant un angle α avec XX’. L’intersection de XX’ et YY’ constitue le second pivot , O2 NGAYIHI CLAUDE
B1 B2
4. 4.
6.
Y’
α O2
X’
φ O4
X
Y
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50
Synthèse d’un mécanisme à retour rapide C 7.
Localiser le point C sur YY’ tel que O2C = O2 B1.
8.
Mesurer B2 C, barre 2 = r2 = (B2 C) /2
Y’ 2r2
9.
Mesurer la barre 3, AB = r3 = O2 B1 – r2
B1 B2
X’
B A1
O2
O4
X r2
A A2 O4
O2
Y 10. Vérifier grashof NGAYIHI CLAUDE
THEORIE DES MECANISMES 1
51
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52
Méthode de Freudenstein
r1 + r2 + r3 = r4 r1eiθ1 + r2eiθ2 + r3eiθ3 = r4eiθ4
B
r3 A
θ3
3
r4
r2
Equation de Euler
θ4
θ2
eiθ = cos(θ) + i sin(θ)
r1
O2
O4
Partie réelle
r1 cos(θ1) + r2 cos(θ2) + r3 cos(θ3) = r4 cos(θ4) Partie imaginaire
r1 sin(θ1) + r2 sin(θ2) + r3 sin(θ3) = r4 sin(θ4) THEORIE DES MECANISMES 1
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53
θ1 = 180 – r1 + r2 cos(θ2) + r3 cos(θ3) – r4 cos(θ4) = 0
r2 sin(θ2) + r3 sin(θ3) – r4 sin(θ4) = 0 [r3 cos(θ3)]2 = [r1 – r2 cos(θ2) + r4 cos(θ4)]2 [r3 sin(θ3)]2 = [– r2 sin(θ2) + r4 sin(θ4)]2 Sommation des dernières équations on obtient
r32 = [– r2 sin(θ2) + r4 sin(θ4)]2 + [r1 – r2 cos(θ2) + r4 cos(θ4)]2 Développement et simplification
r32 = (r1)2 + (r2)2 + (r4)2 – 2r1 r2 cos(θ2) + 2r1 r4 cos(θ4) – 2r2 r4 cos(θ2– θ4 ) THEORIE DES MECANISMES 1
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54
r32 = (r1)2 + (r2)2 + (r4)2 – 2r1 r2 cos(θ2) + 2r1 r4 cos(θ4) – 2r2 r4 cos(θ2 – θ4) On divise cette relation par 2r2 r4
r r1 cos(θ2) – 1 cos(θ4) + r2 r4 On défini
r1 K1 = r4
(r3)2 – (r1)2 – (r2)2 – (r4)2
r1 K2 = – r2
= – cos(θ2 – θ4)
2r2 r4
(r3)2 – (r1)2 – (r2)2 – (r4)2 K3 =
2r2 r4
K1cos(θ2) + K2 cos(θ4) + K3 = – cos(θ2 – θ4)
Relation (équation) de Freudenstein THEORIE DES MECANISMES 1
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55
Soit la fonction idéale y = f(x) qui doit être générée sur un intervalle xi≤x≤xf . Dans le cas du 4 barres, il s'agirait par exemple de θ3 = f(θ1). Soit g(x) la fonction réelle engendrée par le mécanisme après synthèse dimensionnelle. Le problème revient à trouver qu'elle est la valeur minimum de l'erreur Ilf(x) - g(x)ll maximale. On se basera dans la suite du cours sur une méthode d'approximation appuyée sur les polynômes de CHEBYCHEV donc à définir les points de précision en rapport avec ce polynôme, à savoir Les points de précision x. (i = 1,2,3, ••• ,n) sont donnés par :
sj = ½ (so + sn+1) - ½ (sn+1 – so) cos[(2j - 1)π/2n] so = point initial= 1 sn+1 = point final= 10 j = point de précision, n = nombre total de points de précision THEORIE DES MECANISMES 1
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56
Conception d’un mécanisme à quatre barres générant une fonction y =
log x dans l’intervalle 1 ≤ x ≤ 10. la longueur de manivelle étant 50 mm. B On sélectionne φ1 Angle initial manivelle = 45o
r3 3
A1
A5
r2
φ5 Angle final manivelle = 105o ψ1 Angle initial balancier = 135o ψ5 Angle final balancier = 225o
1
Positions de précison
r4
B5
ψ5
φ5
ψ1
φ1 O2
r1
O4
Points de précision On utilise les polynomes de Chebyshev et trois points de précision
sj = ½ (so + sn+1) - ½ (sn+1 – so) cos[(2j - 1)π/2n] so = point initial= 1 sn+1 = point final= 10 j = point de précision, n = nombre total de points de précision THEORIE DES MECANISMES 1
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57
sj = ½ (so + sn+1) - ½ (sn+1 – so) cos[(2j - 1)π/2n] x1 = ½ (1 + 10) – ½ (10 – 1) cos(π/6) = 1,6029 x2 = ½ (1 + 10) – ½ (10 – 1) cos(3π/6) = 5,50 x3 = ½ (1+ 10) – ½ (10 – 1) cos(5π/6) = 9,3971 Les valeurs de la fonction correspondante seront:
y1 = log x1 = log (1,6029) = 0,2049 y2 = log x2 = log (5,5) = 0,7404 y3 = log x3 = log (9,3971) = 0,9730 THEORIE DES MECANISMES 1
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58
On peut considérer une relation linéaire entre φ (angle d’entrée) et x, et entre ψ (angle de sortie) et y. avec a, b, c et d étant des constantes à déterminer.
φ = a(x) + b, 45 = a(1) + b 105 = a(10) + b
ψ = c(y) + d, 135 = C(0) + d 225 = C(1) + d
Conditions limites;
x = 1, φ = 45
et
x = 10, φ = 105o
φ = (20/3)(x) + 115/3 Conditions limites; et
y = log(1) = 0, ψ = 135 y = log(10) = 1, ψ = 225o
ψ = 90(y) + 135 φ1 Angle initial manivelle = 45o φ5 Angle final manivelle = 105o ψ1 Angle initial balancier = 135o ψ5 Angle final balancier = 225o
THEORIE DES MECANISMES 1
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59
y1 = log x1 = log (1,6029) = 0,2049
φ = 20/3(x) + 115/3
y2 = log x2 = log (5,5) = 0,7404
ψ = 90(y) + 135
y3 = log x3 = log (9,3971) = 0,9730
Débuts Points de précision
Fin
pts
x
ϕ
y
ψ
1 2 3 4 5
1,00 1,6029 5,50 9,3971 10,00
45,00 49,019 75,0 100,98 135,00
0,00 0,2049 0,7404 0,9730 1,00
135,00 153,44 201,64 222,57 225,00
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60
Equation de Freudenstein K1cos(φ1) + K2 cos(ψ1) + K3 = – cos(φ1 – ψ1) K1cos(φ2) + K2 cos(ψ2) + K3 = – cos(φ2 – ψ2) K1cos(φ3) + K2 cos(ψ3) + K3 = – cos(φ3 – ψ3) pts
x
ϕ
y
ψ
1
1,00
45,00
0,00
135,00
2
1,6029
49,019
0,2049
153,44
3
5,50
75,0
0,7404
201,64
4
9,3971
100,98
0,9730
222,57
5
10,00
135,00
1,00
225,00
K1cos (49,019) + K2 cos (153,44) + K3 = – cos (49,019 – 153,44) K1cos (75) + K2 cos (201,64) + K3 = – cos (75 – 201,64) K1cos (100,98) + K2 cos (222,57) + K3 = – cos (100,98 – 222,57)
On résoud pour K1, K2, et K3 THEORIE DES MECANISMES 1
NGAYIHI CLAUDE
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