Синтез и анализ механизмов машинного агрегата
Геометрический синтез прямозубой эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления, профиля кулачка. Структурный и кинематический, силовой анализ механизма. Порядок построения эпюры продольных сил и изгибающих моментов. Расчет шатуна на прочность.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 28.03.2014 |
| Размер файла | 231,5 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
кулачок кинематический зубчатый передача
Цель настоящей курсовой работы - проектирование механизмов по задаваемым параметрам (синтез механизмов) и комплексный анализ существующего шарнирно-рычажного механизма.
Для передачи движения между заданными в пространстве осями служат зубчатые механизмы (зубчатые передачи). Два цилиндрических зубчатых колеса образуют простейший передаточный механизм, состоящий из двух подвижных звеньев, входящих в две вращательные пары и одну высшую кинематическую пару. Основное требование, предъявляемое к этим механизмам, обеспечение постоянства передаточного отношения между звеньями. Эвольвентный профиль зуба обеспечивает это требование.
Передаточным отношением (U12) называют отношение угловой скорости () входного колеса к угловой скорости () выходного колеса.
Кулачковые механизмы также относятся к механизмам с высшей кинематической парой, образованной входным звеном - кулачком и выходным звеном - толкателем. Теоретически кулачковыми механизмами можно осуществлять самые различные преобразования законов движения, задаваемых диаграммой перемещения толкателя (S) в функции угла поворота кулачка (). На практике обычно используют те законы движения, которые обеспечивают кинематические и динамические требования к работе кулачкового механизма. Эти законы задаются для основных фаз движения толкателя: фазы удаления толкателя, когда толкатель поднимается из крайнего нижнего в крайнее верхнее положение и которой соответствует угол поворота кулачка (); фазы дальнего стояния толкателя, угол поворота кулачка (), и фазы возврата толкателя, когда толкатель опускается из крайнего верхнего положения в крайнее нижнее, угол поворота ().Для уменьшения износа кулачка толкатель снабжается роликом, контактирующим с кулачком.
Что представляет собой комплексный анализ? Он включает в себя структурный, кинематический, силовой и прочностной анализ механизма.
Структурный анализ механизма ставит своей целью обоснование класса механизма и установление формулы его строения, определяющих метод и последовательность кинематического и силового анализа механизма.
Кинематический анализ механизма состоит в определении законов движения звеньев механизма по заданному закону движения его входного звена. Задачами кинематического анализа являются: определение положений звеньев, определение скоростей и ускорений.
Силовой анализ механизма сводится к определению усилий, действующих на звеньях механизма при известных законах их движения. Задачами силового анализа являются: определение усилий на звенья механизма, реакций в кинематических парах, уравновешивающей силы.
Прочностной анализ механизма состоит в проверочном расчете прочности шатуна. Задачами этого расчета являются построение эпюр, определение «опасного сечения» и коэффициента запаса прочности для заданных формы и размеров сечения шатуна при действии на него полученных сил.
Исходные данные для проектирования
· Числа зубьев колес Z1 = 15, Z2 = 15.
· Модуль зацепления m (мм) = 10.
· Угол удаления цу (град) = 125.
· Угол дальнего стояния цд (град)= 100.
· Угол возврата цв (град)= 120.
· Ход толкателя h (мм)= 45.
· Частота вращения кривошипа n1 (мин-1)= 277 об/мин.
· Длина кривошипа lАВ (мм)= 145.
· Длина шатуна lВС (мм)= 590.
· Сила полезного сопротивления РС (Н)= 860.
· Поперечное сечение шатуна - прямоугольник высотой h (мм)= 16, шириной b (мм)= 10.
· Массы звеньев: m2 = 7,4 кг; m3 = 6,4 кг.
· Положение кривошипа
1. Геометрический синтез прямозубой эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления
1.1 Алгоритм расчета геометрии передачи
Основные размеры двух прямозубых эвольвентных зубчатых колес внешнего зацепления.
Угол зацепления передачи «в сборе»
invw=
invw=
угол =26°35ґ~26,583
где inv (инволюта) - эвольвентная функция угла , имеющая вид inv=tg-; для удобства вычислений существуют таблицы эвольвентной функции (инволют) для различных значений угла .
Диаметры делительных окружностей
d1=mZ; d=mZ.
d1=10х15=150; d=10х15=150.
Диаметры начальных окружностей
d w1 = d= 150157,6325 мм;
d w2 = d=150157,6325 мм.
Межосевое расстояние
aw==мм.
Проверка
aw==мм.
Диаметры основных окружностей
d b1 = dcos= 150 х cos20°=140,955 мм
d b2 = dcos = 150 х cos20°=140,955 мм.
Диаметры окружностей впадин
df1=m (Z-2h-2c+2x)=10 (15-2х1-2х0,25+2х0,45)=134 мм;
df2=m (Z- 2h-2c+2x)=10 (15 - 2х1-2х0,25+2х0,45)=134 мм.
Диаметры окружностей вершин
d = 2a- d - 2cm=2х157,6325-134-2х0,25х10=176,265 мм;
d = 2a- d - 2cm=2х157,6325-134-2х0,25х10=176,265 мм.
Высота зуба
h = h = = мм.
Шаг зацепления по дуге делительной окружности
p = m=3,14х10=31,4.
Толщина зуба по дуге делительной окружности
S = (+ 2xtg) m=( + 2х0,45хtg20°) 10=18,97573 мм;
S = ( + 2x tg) m=( + 2х0,45хtg20°) 10=18,97573 мм.
Шаг зацепления по хорде делительной окружности
= dsin=150 х sin= 31,185 мм;
= dsin=150 х sin= 31,185 мм.
Толщина зуба по хорде делительной окружности
= dsin=150sinмм;
= dsin=150sinмм.
Радиусы основных окружностей
мм;
мм.
Углы профиля
Толщина зуба по дуге окружности вершин
S = d( + + inv20 - inv);
S = d ( + + inv20 - inv ),
где cosa1 = , cosa2 = .
Коэффициент перекрытия
е= (tg- tg) + (tg - tg)
1.2 Построение картины зацепления
Последовательность построения следующая:
Выбираем масштаб построения М
В выбранном масштабе откладываем межосевое расстояние aw=.
Из центров О1 и О2 строим основные окружности диаметров db1= и db2=.
Проводим общую касательную к основным окружностям, А и В-точки касания. Точка пересечения (Р0) касательной АВ с линией центров О1О2 - полюс зацепления.
Строим начальные окружности колес диаметров dw1= и dw2=. Они обязательно должны касаться друг друга в полюсе зацепления Р0. Здесь же строим делительные окружности диаметров d1=, d2= и окружности вершин диаметров da1= и da2=.
По данным распечатки профиль зуба строится следующим образом:
Для колеса 1 (Z1)
· По начальной окружности, начиная от точки Р0, откладываем толщину w1= зуба по хорде этой окружности в сторону точки А.
· Эту хорду делим пополам и через полученную точку проводим ось симметрии зуба, соединяя эту точку с центром колеса.
· На основной, делительной и окружности вершин откладываем от полученной оси симметрии по данным распечатки половины толщины зуба, соответственно в1=, 1=, a1=.Четыре полученные точки и симметричные им точки позволяют построить эвольвенту профиля зуба колеса1.
Ограничиваем профили зубьев окружностями вершин и впадин. При построении окружности впадин следует учитывать следующее обстоятельство: если rf<rb, то часть профиля между ними вычерчивается по радиальной прямой.
Переходная часть (галтель ножки) зуба от эвольвенты или прямой к окружности впадин изображается дугой 0,4m=0,4* = мм, которой сопрягаются эти элементы колеса.
Для колеса 2 (Z2)
Повторяем построения п. 1.2.6. По начальной окружности, начиная от точки Р0, откладываем толщину w2= зуба по хорде этой окружности в сторону точки В.
· Эту хорду делим пополам и через полученную точку проводим ось симметрии зуба, соединяя эту точку с центром колеса.
· На основной, делительной и окружности вершин откладываем от полученной оси симметрии по данным распечатки половины толщины зуба, соответственно в2=, 2=, a2=. Четыре полученные точки и симметричные им точки позволяют построить эвольвенту профиля зуба колеса2.
Для построения картины зацепления вычерчиваем три зуба каждого из колес, откладывая шаг зацепления (p)= по дуге (хорде) делительной окружности.
Прямая АВ, называемая линией зацепления, является геометрическим местом точек касания двух сопрягаемых профилей в процессе их зацепления.
Рабочий участок (ab) линии зацепления определяется точками пересечения окружностей вершин с прямой АВ, этот участок лежит внутри прямой АВ.
2. Геометрический синтез профиля кулачка
2.1 Построение диаграммы перемещения толкателя в функции угла поворота кулачка
Построить профиль кулачка по диаграмме перемещения толкателя, если
у= , д= , в= , h= мм, принимаем условно, что r0=h.
Откладываем на горизонтальной оси фазовые углы кулачка, приняв масштаб: =1 градмм - один градус поворота равен одному мм на оси , т.е. угол поворота у= изображаем отрезком мм, и т.д.
Делим отрезки, соответствующие углам удаления и возврата на восемь равных частей каждый.
В точках 8 и 9 восстанавливаем ординаты, равные ходу (h) толкателя, в нашем случае мм.
В точках 4 и 13 откладываем ординаты, равные половине хода (h/2) толкателя, в нашем случае мм.
Строим диаграмму перемещения толкателя в виде произвольной кривой, отвечающей следующим требованиям:
· На участках 0-4 и 13-17 кривая должна быть вогнутой; на участках 4-8 и 9-13 кривая должна быть выпуклой; точки 4 и 13 - точки перегиба; на участке 8-9 кривая параллельна оси .
Полученная диаграмма показывает, что на участке, соответствующем углу удаления (у), толкатель поднимается вверх, достигая максимума (хода, равного h) в точке 8. На участке, соответствующем углу дальнего стояния (д), толкатель неподвижен, он остается на расстоянии равном ходу толкателя до точки 9. На участке, соответствующем углу возврата (в), толкатель возвращается в исходное положение.
Эта диаграмма является основой для построения профиля кулачка, который должен обеспечить закон перемещения толкателя, представленного этой диаграммой.
2.2 Построение профиля кулачка
Строим окружность радиуса r0=h (в нашем случае r0= мм) с центром в точке О1.
В направлении, обратном вращению кулачка, откладываем фазовые углы у, д, в (в нашем случае у=, д= и в=). Углы откладываем, используя транспортир.
Делим углы удаления (у) и возврата (в) на восемь равных частей каждый и проводим через полученные точки радиальные прямые 01-1, 01-2, 01-3,… 01-17. 2.2.4. Начиная от окружности радиуса r0, на соответствующих радиальных прямых 01-1, 01-2, 01-3… 01-17 откладываем отрезки 1-1, 2-2, 3-3,… 16-16, измеренные на диаграмме перемещения толкателя. На участке, соответствующем фазовому углу у, эти отрезки возрастают, на участке, соответствующем фазовому углу д, они постоянны и на участке в они уменьшаются.
Соединяя концы этих отрезков плавной кривой, получаем профиль кулачка.
Для построения толкателя необходимо выбрать радиус ролика, которым толкатель касается кулачка. Радиус ролика r выбирается произвольно, но должно выполняться условие r<0.4r0. Принимаем r =.
Строим окружность ролика, касающуюся профиля кулачка в нулевой точке. Из центра ролика строим толкатель, который перемещается поступательно в направляющих. Расстояние от верхней части ролика до направляющих должно быть больше h.
3. Построение плана положений механизма
Принимаем стандартный масштаб построения µl =0, . Определяем размеры звеньев для построения плана
АВ = = мм.
ВС = = мм.,
где lАВ и lВС - длины звеньев, измеренные в м.
Откладываем заданное положение () кривошипа, из точки В делаем засечку размером ВС на линии перемещения ползуна 3. Полученную точку С соединяем с точкой В. Центр масс (S2) звена ВС лежит посредине звена, центр масс (S1) звена АВ совпадает с точкой А, центр масс (S3) звена 3 совпадает с точкой С.
4. Структурный анализ механизма
Обозначаем подвижные звенья механизма:
· Звено 1 - кривошип, совершает полный оборот вокруг точки А;
· Звено 2 - шатун, совершает плоскопараллельное движение;
· Звено 3 - ползун, совершает поступательное движение.
Определяем класс пар по Артоболевскому
А (0,1) - 5 класса, В (1,2) - 5 класса, С (2,3) - 5 класса, С1(3,0) - 5 класса.
Определяем степень подвижности по Чебышеву:
W=3n - 2p5 - p4
W=33- 24=1
Выделяем элементы структуры механизма.
Структурные группы 2-го класса по Ассуру представляют собой кинематическую цепь, состоящую из 2-х звеньев и 3-х кинематических пар.
Формула строения механизма:
Механизм 2 класса= механизм 1 класса (0,1) - группа 2 класса (2,3).
Так как механизм является механизмом 2 класса, то его кинематический и силовой анализ проводится с помощью метода планов.
5. Кинематический анализ механизма
План скоростей
Определяем угловую скорость звена 1
Линейная скорость точки В равна
Отрезок Pvb, изображающий скорость точки В на плане скоростей: Pvb = мм
Масштаб плана скоростей
Векторное уравнение сложения скоростей группы (2,3)
Построение плана скоростей
Из произвольной точки Pv откладываем вектор Pvb перпендикулярно кривошипу АВ в направлении вращения кривошипа. Через точку b проводим прямую перпендикулярно СВ. Через Pv проводим прямую параллельно направляющей, на пересечении получаем точку с.
Определяем скорости точек звеньев
Величина угловой скорости равна
План ускорений.
Определяем ускорение точки В
Выбираем отрезок, изображающий на плане ускорений ускорение точки В, Pab = мм.
Масштаб плана ускорений
Векторное уравнение сложения ускорений группы (2,3)
Построение плана ускорений.
Из произвольной точки Pa откладываем вектор Pab = мм параллельно звену АВ в заданном положении, направив его в сторону точки А звена АВ.
Определяем величину нормальной составляющей ускорения a nCB.
Определяем длину вектора bn, которым на плане ускорений изображается ускорение a nCB
Из точки b вектора Pab откладываем отрезок bn параллельно звену ВС, направив его в сторону точки В звена ВС. Из точки n восстанавливаем перпендикуляр к прямой bn. Из точки Pa проводим прямую параллельно направляющей. Пересекаясь, прямые дают точку с. Соединяя точку с и точку b, находим точку s2, лежащую посередине bc.
Определяем ускорение точек звеньев механизма и угловое ускорение звена ВС.
6. Силовой анализ механизма
Определяем внешние силы, действующие на звенья 2,3 структурной группы.
Силы тяжести
Силы инерции
Момент пар сил инерции
В масштабе вычерчиваем структурную группу 2,3 в заданном положении и расставляем силы, действующие на звенья группы.
Сила полезного сопротивления Pc всегда направлена вдоль направляющей противоположно скорости точки С. Сила инерции PИ2 направлена параллельно вектору PaS2, но в противоположную сторону. Сила инерции PИ3 направлена параллельно вектору Paс плана ускорений, но в противоположную сторону. Чтобы найти направление , вектор nc переносим параллельно самому себе, упирая стрелкой с в точку С звена ВС. Этот вектор вращает точку С относительно точки В по(против) часовой стрелке - это направление . Момент пар сил инерции МИ2 направлен противоположно угловому ускорению. Сила RO3 направлена перпендикулярно направляющей. В кинематической паре В приложены реакции отброшенных звеньев. Эти реакции неизвестны, поэтому представим их в виде составляющих, одна из которых направлена вдоль звена - нормальная составляющая R12n и вторая - перпендикулярно звену - тангенциальная составляющая .
Запишем условие равновесия группы (2,3).
Составим уравнение моментов относительно точки С для звена 2, уравнение равновесия имеет вид
Находим
где ВС - длина звена 2, измеренная в мм на чертеже группы,
hPИ2 - плечо силы PИ2 относительно точки С, это перпендикуляр, опущенный из точки С на линию действия силы PИ2 (измеряется в мм).
hG2 - плечо силы G2 в мм.
Вычисляем длины векторов, которыми будут изображаться силы на плане сил в масштабе
мм, мм, мм, мм, мм, мм.
Построение плана сил
Проводим линию действия силы - прямую параллельную ВС. В произвольной точке прямой откладываем вектор силы = мм перпендикулярно этой прямой. Из конца вектора откладываем вектор G2 равный мм и т.д. в соответствии с векторным уравнением равновесия, т.е. складываем векторы геометрически.
Определяем реакцию в средней кинематической паре С.
Условие равновесия звена 2 имеет вид:
Соединяя конец вектора PИ2 и начало вектора , получаем реакцию в средней кинематической паре .
Полученные значения усилий и углов записываем в виде таблицы:
|
Наименование усилия |
Обозначение усилия и его размерность |
Значение усилия |
Острый угол, образованный вектором силы с осью шатуна |
|
|
Вес звена 2 |
, Н |
бє = |
||
|
Главный вектор сил инерции звена 2 |
, Н |
вє = |
||
|
Главный момент сил инерции звена 2 |
, Нм |
- |
||
|
Тангенциальная составляющая реакции в шарнире В |
, Н |
90є |
||
|
Нормальная составляющая реакции в шарнире В |
, Н |
0є |
||
|
Реакция в кинематической паре С |
, Н |
дє = |
7. Построение расчетной схемы шатуна ВС
Изобразим шатун (звено 2) в заданном положении и покажем силы, действующие на шатун. Затем звено 2 с приложенными к нему силами поворачиваем в горизонтальное положение, оставляя углы такими же. Раскладываем силы, приложенные к звену 2 на вертикальные и горизонтальные составляющие.
Горизонтальные составляющие:
Вертикальные составляющие:
Проверяем правильность исходных данных для расчетов на прочность. Так как шатун находится в равновесии, то должны выполняться условия:
8. Определение геометрических характеристик сечения шатуна
Момент сопротивления сечения
9. Построение эпюры продольных сил
Разбиваем шатун ВС на два участка. Границами участков являются точки приложения сил (C, S2, и В). Используем метод сечений.
Участок I.
Выбираем произвольное сечение I-I, отбрасываем правую часть и равновесие оставшейся левой части имеет вид
Участок II.
На участке II проводим в произвольном месте сечение II-II. Отбрасываем правую часть. Условие равновесия левой части
10. Построение эпюры изгибающих моментов
Разбиваем шатун ВС на два участка. Границами участков являются точки приложения сил (C, S2, и В).
Для построения эпюры изгибающихся моментов используется метод сечений.
Участок I.
Выбираем произвольное сечение I-I на расстоянии z1 от точки.
z1=0 M1=0
Участок II.
Выбираем сечение II-II, отбрасываем правую часть.
11. Расчет шатуна на прочность
Анализ эпюр продольных сил и изгибающих моментов показывает, что опасным является сечение, проходящее через центр масс S2 шатуна, В этом сечении имеет место наибольшая продольная сила R = и максимальный изгибающий момент =. Шатун в сечении испытывает совместное действие изгиба и сжатия. Для определения суммарных напряжений используем принцип независимости действия сил.
Напряжение в опасном сечении от сжимающих сил.
Напряжение от изгиба в опасном сечении.
Суммарное напряжение
Полагаем, что шатун изготовлен из Ст, для которой допускаемое напряжение при изгибе . Таким образом, в рассматриваемом случае условия прочности шатуна при сопротивлении на изгибе с растяжением , выполняется.
Список использованной литературы
1. Аркуша А.И. Техническая механика. Теоретическая механика и сопротивление материалов: Учебное пособие. М.В.Ш. 2002
2. Марченко С.И. Теория механизмов и машин: Ростов н/Д, Феникс, 2003
3. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учебное пособие. М.В.Ш. 2003
4. Сапрыкин В.Н. Техническая механика: Ростов н/Д, Феникс, 2003
5. Полушкин О.А., Ровеньков Е.Д., Кочетов В.А. Геометрический синтез механизмов с высшими кинематическими парами: Метод. указан. ДГТУ, 2005
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Структурный анализ и синтез плоского рычажного механизма, его кинематический и силовой расчет. Построение схем и вычисление параметров простого и сложного зубчатых механизмов. Звенья кулачкового механизма, его динамический анализ. Синтез профиля кулачка.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 29.12.2013Структурный анализ стержневого механизма. Построение планов положений и скоростей механизма. Динамический анализ и синтез машинного агрегата. Кинематический расчет передаточного механизма. Геометрический синтез эвольвентной цилиндрической передачи.
курсовая работа [172,0 K], добавлен 19.05.2011Определение степени подвижности плоского механизма. Основные задачи и методы кинематического исследования механизмов. Определение скоростей точек механизма методом планов скоростей и ускорений. Геометрический синтез прямозубого внешнего зацепления.
курсовая работа [111,6 K], добавлен 17.03.2015Синтез кулачкового механизма и построение его профиля. Кинематический синтез рычажного механизма и его силовой расчет методом планов сил, определение уравновешивающего момента. Динамический анализ и синтез машинного агрегата. Синтез зубчатых механизмов.
курсовая работа [744,1 K], добавлен 15.06.2014Кинематический анализ механизма. Построение планов скоростей и ускорений. Определение сил и моментов инерции. Силовой анализ группы Асура. Проектирование зубчатой передачи внешнего зацепления. Синтез планетарного редуктора. Построение графика скольжения.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 13.12.2014Синтез и анализ машинного агрегата. Анализ рычажного механизма. Структурный анализ. Расчёт механизма на ЭВМ. Кинематический анализ методом планов. Силовой расчёт. Сравнение результатов графоаналитического и машинного расчётов. Анализ кулачкового механизма
курсовая работа [3,8 M], добавлен 09.06.2008Устройство и принцип работы машинного агрегата. Структурный анализ его механизмов, их кинематический, силовой анализ и синтез. Уравновешивание сил инерции кривошипно-ползунного механизма. Расчет махового колеса и коэффициента полезного действия агрегата.
курсовая работа [2,1 M], добавлен 11.11.2010Структурный и динамический анализ рычажного механизма. Расчет масштаба кинематической схемы. Построение диаграммы приращения кинетической энергии машинного агрегата, звеньев рычажного механизма. Расчет параметров зубчатой передачи, межосевого расстояния.
курсовая работа [853,6 K], добавлен 15.05.2013Динамический синтез и анализ плоского механизма. Расчет планетарной ступени и синтез цилиндрической зубчатой передачи эвольвентного профиля. Синтез кулачкового механизма. Графическое интегрирование заданного закона движения. Построение профиля кулачка.
курсовая работа [793,0 K], добавлен 18.01.2013Структурный, кинематический и динамический анализ плоского рычажного механизма методом планов скоростей и ускорений. Определение параметров маховика. Силовой расчет плоского шестизвенного рычажного механизма и входного звена. Синтез зубчатой передачи.
курсовая работа [604,1 K], добавлен 13.10.2012Кинематический и силовой анализ рычажного механизма. Построение плана положений, скоростей и ускорений. Приведение масс машинного агрегата. Расчет основных параметров зубчатого зацепления. Определение передаточных отношений. Синтез кулачкового механизма.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 10.04.2019Структурный и кинетостатический анализ механизма двухцилиндрового компрессора; определение реакции в кинематических парах. Проектирование эвольвентного зацепления прямозубых цилиндрических колёс. Расчет геометрии зубчатой передачи, профиля кулачка.
курсовая работа [395,1 K], добавлен 07.01.2012Синтез и анализ кулачкового механизма. Геометрический расчёт зубчатой передачи. Структурный анализ механизма. Определение передаточного отношения планетарной ступени и подбор чисел зубьев колёс. Построение кинематических диаграмм и профиля кулачка.
курсовая работа [364,9 K], добавлен 08.09.2010Проектирование зубчатого механизма. Геометрический расчет цилиндрической прямозубой передачи с эвольвентным профилем зуба. Определение числа степеней свободы механизма. Построение теоретического и практического профиля зубьев колес планетарной ступени.
курсовая работа [815,4 K], добавлен 06.02.2016Описание внешнего вида механизма зубчатой передачи. Кинематический расчёт. Расчёт геометрии передачи и её деталей. Силовой расчёт механизма. Расчёт зацепления на прочность, прочности одного из валов механизма. Выбор конструкционных материалов.
курсовая работа [86,9 K], добавлен 15.12.2008Структурное и кинематическое исследование механизма: описание схемы; построение планов скоростей. Определение реакций в кинематических парах; силовой расчет ведущего звена методом Н.Е. Жуковского. Синтез зубчатого зацепления и кулачкового механизма.
курсовая работа [221,8 K], добавлен 09.05.2011Синтез и анализ рычажного механизма. Силовой анализ механизма: расчёт кривошипа, определение мощностей. Геометрический расчет зубчатой передачи. Проектирование планетарного редуктора. Синтез и анализ кулачкового механизма. Результаты работы программы.
курсовая работа [439,5 K], добавлен 29.10.2009Принципы работы, механизм и назначение насоса с качающейся кулисой. Структурный анализ и силовой расчет рычажного механизма. Особенности выполнения геометрического расчета зубчатой передачи. Синтез кулачкового механизма, порядок построения его профиля.
курсовая работа [95,5 K], добавлен 01.09.2010Описание установки "привод дорожного велосипеда". Синтез эвольвентного зубчатого зацепления и алгоритм расчета. Построение эвольвентной зубчатой передачи. Определение закона движения механизма и силовой расчет. Динамическое исследование механизма.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 11.01.2009Проектирование схемы, структурное и кинематическое исследование рычажного механизма, силовой расчет. Расчет геометрических параметров неравносмещенной эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления из условия отсутствия подрезания. Расчет маховика.
курсовая работа [216,2 K], добавлен 24.03.2010
