Методы проектирования и исследования механизмов для создания машин различного назначения
Проектирование структурной и кинематической схем рычажного механизма по заданным условиям. Силовой анализ механизма. Проектирование зубчатых передач. Расчет оптимальной геометрии зубчатых зацеплений. Определение мощности и выбор типа электродвигателя.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 04.08.2015 |
| Размер файла | 609,3 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.
230.138 (1.5)
Для построения планов скоростей найдём масштабный коэффициент скорости мV по формуле:
0.138/700.0119 (1.6)
где : Ра - длина вектора скорости т.А на плане скоростей, мм
Va - скорость А
2.4 План ускорений механизма
План ускорений строится в такой же последовательности, как и план скоростей. Ускорение точки А4 кривошипа I равно геометрической сумме нормального и касательного ускорений :
(м / с2) (2.1)
где : - нормальное ускорение точки А вдоль звена ОА к центру вращения О.
- касательное ускорение точки А при ее вращении относительно оси О, направленное перпендикулярно к звену ОА в сторону е1.
Модули ускорений определяется по формулам (2.2) и (2.3):
(м / с2) (2.2)
(м / с2) (2.3)
Произвольно выберем полис Р. От него в направлении от точки А к точке О, глядя на схему механизма, откладываем произвольную величину отрезка , изображающего вектор .
Масштабный коэффициент плана ускорений подсчитываем по формуле:
(м/ мм *c -2) (2.4)
Затем вычисляем отрезок , изображающий касательное ускорение точки А.
(мм) (2.5)
От конца отрезка Pn плана ускорений проводим луч, перпендикулярный к кривошипу OA в направлении углового ускорения е1 и откладываем отрезок . Соединив конец этого отрезка с полюсом P, получим вектор Pa абсолютного ускорения точки A являющейся общей для кривошипа.
Точка В одновременно принадлежит звеньям 2 и 3. Используя теорему о сложении ускорений при плоском движении фигуры. Записываем векторное уравнение :
(м / с 2) ( 2.6)
где :- нормальное ускорение точки В по отношению к точке А, оно вычисляется по формуле :
(м / с 2) (2.7)
тангенциальное ускорение точки В по отношению к точке А.
Используя теорему о сложении ускорений при сложном движении точки. Ускорение точки В будет равно :
(м / с 2) (2.8)
где :
- ускорение точки Вн = 0, так как направляющая неподвижна;
= 0 -кориолисовое ускорение; для определения его направления следует вектор относительной скорости повернуть на 90° по направлению угловой скорости кулисы;
- относительное ускорение к точке Вн, известно только по направлению Оно направлено параллельно линии б-б.
(2.9)
Через конец вектора проводим прямую параллельную звену АВ и на ней откладываем аn2:
(мм) (2.10)
Через точку n2 проводим линию, параллельную тангенциальному ускорению , т. е. перпендикулярную ВА.
Абсолютное ускорение параллельно направляющим ползуна, для чего через полюс Р проводим прямую, параллельную б-б. В пересечении двух линий и лежит точка «b » - конец вектора абсолютное ускорения точки В.
Вектор изображает абсолютное ускорение точки В.
Вектор изображает полное относительное ускорение ( направленное к точке В)
Вектор изображает касательное ускорение .
Пользуясь планом ускорений определяем модуль и направление ускорений точек и углового ускорения е2 шатуна АВ :
(м / с 2) (2.11)
(м / с 2) (2.12)
(м / с 2) (2.13)
где : длины отрезков, взятые из плана ускорений.
Определяем угловое ускорение по формуле :
(с-2) (2.14)
Определяем угловое ускорение е2 по направлению. Для этого мысленно переносим в точку В вектор тангенциального ускорения . Видим, что оно стремится вращать звено 2 относительно точки А против часовой стрелки, значит е2 направлено против часовой стрелки.
2.5 Определение сил инерций звеньев
В центрах масс звеньев группы S2и S3 приложены силы тяжести G2 и G3и главные векторы сил инерции Фi . Найдем Ф2 и Ф3 :
( Н ) (2.15)
( Н ) (2.16)
Знак « - » в этих формулах говорит о том, что главные векторы сил инерции направлены в сторону, противоположную ускорению центру масс. Звено 2 (шатун) - нагружен еще главным моментом сил инерции.
(Н * м) (2.17)
Знак « - » говорит о том, что главный момент направлен в противопожную сторону от е2. Неизвестным являются приложенные реакции и в шарнирах А и В. Со стороны направляющей на ползун действует еще неизвестная сила . Задача по определению распадается на 3 этапа :
1. Определение нормальной составляющей реакции ;
2. Определение тангенциальной составляющей реакции и реакции ;
3. Определение реакции
2.6 Силовое исследование структурной группы 2-го класса 2-го порядка
Определение реакций начинаем со структурной группы, наиболее удаленной от входного звена I. Наиболее удаленной является двухпроводковая группа, состоящая из звеньев 2 и 3.
2.6.1 Схема силового нагружения структурной группы
Вычерчиваем кривошип 2 и ползун 3 в масштабе. На нее действуют внешние силы: полезного сопротивления, тяжести, моменты сил инерции.
Центра масс звеньев S2 и S3 приложенные силы тяжести G2 и G3 и главный момент сил инерции Ф2 и Ф3 . Звено 2 (шатун) ещё нагружено главным моментом сил инерции МФ. К Звену 3 (ползун) приложена сила полезного сопротивления Fп.с. её величина находится из диаграммы сил полезных сопротивлений. В кинематических парах а и b действуют реакции и = - не известны не по модулю ни по направляющей на ползун действует реакция известная по направлению но не известна по модулю она направлена перпендикулярно б-б Реакцию расположим на 2 составляющие перпендикулярную и параллельную .
2.6.2 Определения тангенциальной составляющей реакции
Неизвестную ни по величине, ни по направлению реакции разложим на 2 составляющие: перпендикулярную звену с индексом ф и параллельна звену с индексом n.Составим уравнение:
(2.18)
Направлениями составляющих и задается первоначально производно. Для определения тангенциальной составляющий записываем сумму моментов всех сил, действующих на звено 2 относительно точки В и приравниваем ее к нулю:
(Н)
Знак « - » означает, что направленная реакция в противоположную сторону.
2.6.3 Определения нормальной составляющей реакции и реакции
Для определения и записываем условия равновесия всей структурной группы в форме сил. Геометрическая сумма всех сил, действующих неструктурную группу должна быть равна нулю:
(2.18)
Масштабный коэффициент :µF= H / мм
Откладываем векторы по порядку пока не дойдём до точки d
(2.19) ( мм )
(2.20) ( мм )
(2.21) ( мм )
(2.22) ( мм )
(2.23) ( мм )
Из точки «f » проводим линию, параллельную линии вектору R30 , т.е. перпендикулярно линии б-б . А из точки а проводим линию, параллельную соответствующей реакции , т.е. параллельную отрезку АВ. Эти линии пересекутся в точке h. Таким образом определяеммодули соответствующих
(2.24) ( мм )
2.6.4 Определение внутренней реакции R32
Определяем R32 = - R23 Для этого записываем условие равновесия звена 3 в формуле сил. Геометрические суммы всех сил действующих на звено 3 должны быть равны нулю.
Заключаем точки h и d . Получаем реакцию R32 .
Отсюда
(2.25) ( мм )
2.7 Кинематика ведущего звена
Находим главный момент сил инерции
(Н * м )(2.26)
Знак «-» означает что главный коэффициент сил инерции направлен сторону противолежащею
Геометрическая сумма всех сил действующих на звено 1 равна нулю.
В соответствии с углами давления
(2.27) ( Н * м )
2.8 Теория правильности расчета силового расчета
Расхождение результатов
3. СИНТЕЗ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Исходные данные для проектирования зубчатой передачи
|
Параметры |
Обозначение |
Единица |
Числовое значение |
|
|
Модуль зубчатых колес |
мм |
15 |
||
|
Число зубьев шестерни |
z1 |
- |
13 |
|
|
Число зубьев колеса |
z2 |
- |
23 |
3.2 Параметры исходного производящего контура
Образование боковых поверхностей зубьев колес осуществляют методами обработки металлов резанием, давлением (прокатка, штамповка) или путем отливки. Наиболее, распространенным является зубонарезание на станках методом огибания. В этом случае режущие кромки лезвийного инструмента в процессе главного движения резания образуют воображаемую поверхность, которая в относительном движении с заготовкой (движении огибания) является огибающей для обрабатываемой поверхности зуба. Такую воображаемую поверхность называют производящей поверхностью. Воображаемое зубчатое колесо, у которого боковыми поверхностями зубьев являются производящие поверхности, называют производящим зубчатым колесом, а его контур в сечении -- производящим контуром.
Контур зубьев производящей рейки в сечении плоскостью, перпендикулярной ее делительной плоскости, называют исходным производящим контуром (ИПК). В зависимости от расположения сечения относительно линии зуба различают торцовый, осевой и нормальный исходные производящие контуры исходным производящим контуром .При профильной модификации поверхности зуба, в результате которой номинальный профиль зуба начинает в заданной точке отклоняться от теоретического профиля с монотонным возрастанием отклонения по мере удаления от этой точки к вершине зуба (модификация головки) или к основанию зуба (модификация ножки).
Применение профильной модификации головки заключается в небольшом изменении профиля за счет его срезания в верхней части зуба. Оно необходимо для устранения кромочного зацепления, ударов заклинивания и уменьшения шума при работе, обусловленных изгибом зубьев под нагрузкой, а также отклонениями э шаге зубьев из-за неточностей при зубонарезание.
Зубчатое зацепление производящего колеса с обрабатываемым зубчатым колесом называют станочным зацеплением.
Параметры исходного контура эвольвентой цилиндрической передачи согласно ГОСТ 13755-
Коэффициент радиального зазора--------------- С * = 0,25
Коэффициент высоты головки зуба -------------
Угол главного профиля -----------------------------
Коэффициент граничной высоты ----------------
Коэффициент глубины захода --------------------
Для прямозубого колеса с модулем m = 5 мм принимают мм/м. В отличие от высотных размеров, которые одинаковы для торцового и нормального исходных профилей, шаговые и угловые размеры отличаются и это следует учитывать при вычерчивании исходным производящим контуром.
Шаг зубьев по делительной прямой исходным производящим контуром для прямозубых колес р = р * m.
Радиус кривизны сf переходной кривой зуба сf= 0,38*m, для нормального исходного контура. Прямая, разделяющая зуб по высоте на две равные части, называются делительной. На исходным производящим контуром отмечаются еще четыре линии, параллельные делительной прямой и проходящие по основаниям впадин зубьев, по их вершинам и через точки сопряжения прямолинейной часта зуба дугами радиусов сf.
С помощью исходным производящим контуром представляется возможным нарезать как нулевые, так и исправленные (корригированные) колеса.
При нарезании нулевого колеса делительная прямая исходным производящим контуром касается делительной окружности колеса. При нарезании корригированного колеса с положительным смещением она отодвинута от делительной окружности - от оси вращения колеса на величину, равную хm, где х - коэффициент смещения. При нарезании отрицательного колеса длительная прямая исходным производящим контуром придвинута к центру колеса на величину отрицательного смещения, равного
3.3 Выбор коэффициента смещения
Положение исходного производящего контура относительно делительной окружности проектируемого зубчатого колеса оказывает влияние на форму профиля зуба в торцовом сечении, следовательно, и на эксплуатационные свойства проектируемого зацепления. За нулевое смещение принимают такое положение исходного производящего контура, при котором его делительная прямая касается делительной окружности зубчатого колеса.
Расстояние по нормали между делительной прямой исходного производящего контураи делительной окружностью колеса называют смещением, а отношение величины смещения к расчетному модулю называют коэффициентом смещения и обозначают буквой x.Расчетный модуль m-- линейная величина, в рраз меньшая нормального шага зубьев по делительной окружности. Коэффициент смещения -- величина безразмерная, но имеет знак: х >0, если делительная прямая исходного производящего контура располагается вне делительной окружности нарезаемого колеса, т. е. смещение осуществляют в сторону увеличения станочного расстояния, и x < 0, если при смещении делительная прямая исходного производящего контура пересекает делительную окружность зубчатого колеса. Коэффициенту смещения xприписывают индексы: 1 -- для шестерни x1 ,2-- для колеса х2.
Коэффициент смещения влияет на форму зуба, который может оказаться в пределе подрезанным или заостренным. Предельные значения коэффициента смещения, соответствующие наименьшему и наибольшему смещениям исходного производящего контура, обозначает: хmin, хmax-- коэффициент наименьшего смещения исходного контура, при котором отсутствует геометрическое заострение зуба.
Расчетное значение коэффициента смещения х должно быть в пределах:
хmin? х ?х?. = 0,5
Для ориентировочного выбора коэффициентов смещения на рис.1 приведены графики x(z), ограничивающие область, в которой не наблюдается ни подреза зуба (граничная линия 1), ни заострения вершины (граничная линия 2).
3.4 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
Вычислениях проводить в такой последовательности:
1. Коэффициент суммы смещений:
где :
- коэффициент смещения при числе зубьев z1= 13
- коэффициент смещения при числе зубьев z2= 25
2. Угол зацепления :
Угол находят по таблицам эвольвентой функции (см. Приложение III (Попов С.А. « Курсовое проектирование »)) = 26°
3. Межосевое расстояние аw:
( мм )
Делительные диаметры и :
(мм)
(мм)
Делительное межосевое расстояние а :
(мм)
Коэффициент воспринимаемого смещения y:
7. Коэффициент уравнительного смещения ?у :
8. Радиусы начальных окружностейи :
(мм)
(мм)
Проверка вычислений:
= + (мм)
9. Радиусы вершин зубьев и :
(мм)
(мм)
10. Радиусы впадин и :
(мм)
(мм)
11. Высота зубаh :
(мм)
12. Толщины зубьев по делительной окружностиS1 и S2 :
(мм)
13. Радиусы основных окружностей:
(мм)
(мм)
14. Шаг р:
(мм)
Учитывая, что коэффициент для построения , занесем данные в таблицу 1.17
Таблица 1.17
|
Наименование |
Обозначение |
Единицы измерения |
Расчетные данные |
|
|
Межосевое расстояние |
|
мм |
500 |
|
|
Радиусы начальных окружностей |
|
мм |
171.1 |
|
|
328.9 |
||||
|
Радиусы основных окружностей |
|
мм |
153.7 |
|
|
295.6 |
||||
|
Радиусы вершин зубьев |
|
мм |
197.9 |
|
|
349.0 |
||||
|
Радиусы впадин |
|
мм |
144.7 |
|
|
295.8 |
||||
|
Высота зуба |
h |
мм |
53.5 |
|
|
Шаг |
р |
мм |
79 |
3.5 Вычерчивание картины эвольвентного зацепления
Для построения картины эвольвентного зацепления выбираем масштабный коэффициент из расчета, чтобы центры обоих колес находились на чертеже, а межосевая линия располагалась горизонтально.
Откладываем межосевое расстояние, проводим начальные, делительные, основные окружности, а также окружности вершин и впадин колес. Проводим касательную к основным окружностям. Точки касания с основными окружностями обозначены N1 и N2. Отрезок N1П разделим на 4 равных участка. За точкой N1 влево по линии зацепления откладываем два таких же участка. По дуге основной окружности вправо от точки N1 откладываем дуги, равные отрезкам 1П , 12 и т.д. От точки N1 влево по основной окружности откладываем две дуги, равные вышеназванным отрезкам. От точек 1,2 и т.д. проводим касательные к основной окружности, на которых откладываем соответствующее количество участков. Соединяем отрезки на касательных с помощью лекала и получаем эвольвенту, которая будет правым профилем зуба первого колеса.
От точки пересечения эвольвенты с делительной окружностью по дуге этой окружности откладываем влево половину толщины зуба. Через конец этой дуги проводим осевую линию зуба, соединив с осью первого колеса. Участок профиля между основной окружностью и окружностью впадин выполнен прямой линией, параллельной оси симметрии зуба. Галтель выполнен дугой окружности.
Затем строим левую половину зуба с помощью шаблона (или по закону симметрии). Проводим оси симметрии двух соединенных зубьев. Отложив от точки пересечения оси первого зуба с делительной окружностью влево и вправо шаг Р колеса. С помощью шаблона строим соединенные зубья или по закону симметрии.
Далее на чертеже выделяем активную часть линии зацепления, рабочие участки А1В1 и А2В2 профилей зубьев ( на чертеже показаны в виде заштрихованных полосок).
По данным таблицы 3.1 строим графики изменения коэффициентов относительного скольжения в зависимости от изменения положения точки К контакта сопряженных профилей на линии зацепления. За начало координат принимаем точку П- полюс зацепления. Положительное направление оси абсцисс графика совпадает с направлением перемещения точки контакта профилей при ведущем колесе 1.
3.6 Показатели качества работы зубчатой передачи
3.6.1 Коэффициент перекрытия
К качественным показателям относятся коэффициент перекрытия и коэффициент относительного скольжения зубьев, коэффициент удельного давления, а также некоторые другие коэффициенты, которые в курсах теории механизмов и прикладной механике не рассматриваются.
Качественные показатели позволяют оценивать плавность, бесшумность, прочность, возможный износ зубьев колес передачи при ее проектировании, и сравнить ее с другими передачами по тем же показателям. Такая оценка важна для рационального выбора смещений исходным производящим контуром при проектировании.
Коэффициент перекрытия, о а позволяет оценить плавность и непрерывность зацепления. Для плавной безударной работы передачи необходимо, чтобы каждая последующая пара зубьев входила в зацепление до того, как предыдущая пара выйдет из него. Величина перекрытия характеризуется коэффициентом перекрытия, выражающим отношение угла зацепления к угловому шагу зубчатого колеса и определяется по формуле :
Коэффициент перекрытия показывает, сколько пар профилей зубьев, попеременно участвуют в зацеплении. Для нормальной работы прямозубой передачи коэффициент перекрытия должен быть больше 1. При ? 1.15 15% всего времени работы передачи в зацеплении находятся 2 пары профилей зубьев, а 85% времени работы -1 пара профилей зубьев, т.е. в зацеплении попеременно находятся то 2 пары профилей зубьев, то 1 пара.
3.6.2 Коэффициент удельного и относительного скольжения профилей
Степень вредного влияния скольжения профилей в процессе работы характеризуется коэффициентами относительного скольжения зубьев. Коэффициенты относительного скольжения зубьев учитывают влияние геометрических и кинематических факторов на величину относительного проскальзывания профилей в процессе зацепления. Наличие скольжения и давление одного профиля на другой при передаче усилий приводит к износу профилей. В зубчатой передаче необходимо учитывать, что зубья большого колеса находятся в зацеплении в U1 2 раза меньше, чем зубья шестерни. Коэффициенты относительного скольжения зубьев определяются по формулам :
( мм )
( мм )
где :
- расстояние от полюса зацепления до точки контакта пары зубьев ;
и - расстояние от точек касания линии зацепления с основными окружностями соответственно шестерни и колеса до полюса.
Из этих формул следует, что с удалением точки контакта профилей от полюса, коэффициенты скольжения возрастают, причем интенсивно на ножках зубьев. В инженерной практике о качестве передачи принято судить по максимальным значениям коэффициентов скольжения на ножках зубьев, которые соответствуют входу и выходу пары зубьев из зацепления.
Таблица коэффициентов относительного скольжения зубьев
|
Наименование |
Размерность |
Длина |
|||||||
|
Lpk |
мм |
41,98 |
31.03 |
15.52 |
00 |
15.74 |
31.49 |
43,96 |
|
|
LpN1 |
мм |
75.29 |
|||||||
|
LpN2 |
мм |
144.7 |
|||||||
|
л1 |
- |
1.57 |
0.825 |
0.34 |
0 |
0.252 |
0.446 |
0.6 |
|
|
л2 |
- |
1.455 |
0.777 |
0.324 |
0 |
0.243 |
0.432 |
0.583 |
|
|
|
мм |
70 |
36.762 |
15.171 |
0 |
11.238 |
19.762 |
26.769 |
|
|
|
мм |
64.882 |
34.882 |
14.425 |
0 |
10.823 |
19.249 |
25.986 |
Масштабный коэффициент для построения графика относительного скольжения зубьев определяем по формуле :
Коэффициент удельного давления и учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на значаще контактных напряжений. За расчетный коэффициент удельного давления принимают такой, который соответствует контакту зубьев в полюсе зацепления, т. к. при прямозубом зацеплении в полюсе чаще всего контактирует только одна пара профилей зубьев. Значение коэффициента удельного давления в полюсе рассчитывают по формуле :
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В процессе выполнения курсового проекта по проектированию и исследованию механизмов процесса получены следующие результаты:
1. Момент инерции маховика, обеспечивающего заданный коэффициент движения входного звена Im, составляет 14.35
2. Истинная угловая скорость входного звена в исследуемом положении80град
3. Угловое ускорение входного звена в положении 23.23,движение замедленное;
4. Спроектирована, входящая в состав привода пара цилиндрических зубчатых колес с подвижными осями при z=13z=25 m15_и построена картина из зацепления;
5. Минимальный радиус кулачка центрального кулачкового механизмаR=121;
6. Построен профиль кулечка, обеспечивающий заданный закон движения толкателя- равномерное изменение ускорение по треугольнику;
7. Жесткость пружины, обеспечивающий силовое замыкание высшей кинематической пары кулачок-ролик составляет 1181.38.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учебник для втузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит. 1988. - 640 с.
Теория механизмов и машин: Учебник для втузов / К.В.Фролов, С.А.Попов, А.К.Мусатов и др.; Под ред. К.В.Фролова. -М.: Высш. школа.,.1987. - 496 с.
3. Левитская О.Н, Левитский Н.И. Курс теории механизмов и машин: Учеб. пособие для мех. спец. вузов. - 2-е изд., перераб. и доп. -М.: Высш. шк., 1985. - 279 с.
4. Озол О.Г. Теория механизмов и машин: Пер. с латыш. / Под ред. С.Н.Кожевникова. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1984. - 432 с.
5. Попов С.А, Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов / Под ред. К.В.Фролова. -М.: Высш. шк., 1986. - 295 с.
6. Лабораторный практикум и курсовое проектирование по теории механизмов и машин с использованием ЭВМ: Учеб. пособие для техн. вузов / А.М. Ашавский, В.Ф. Балабанов, В.С. Шейнбаум и др.; Под ред. А.М Ашавского. - М.: Машиностроение, 1983. - 160 с.
7. Юдин В.А., Барсов Г.А., Чупин Ю.Н. Сборник задач по теории механизмов и машин: Учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - М. Высш. шк., 1982. - 215 с.
8 Крайнев А.Ф. Словарь-справочник по механизмам. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 560 с.
9. Решетов Л.Н. Самоустанавливающиеся механизмы: Справочник. -2-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1985. - 272 с.
10. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / А.С.Кореняко и др. - Киев: Выщашк., 1970. - 332 с.
11. Левитский Н.И. Колебания в механизмах: Учеб. пособие для втузов. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. - 336 с.
12. Теория механизмов и машин: Учебник / К.И.Заблонский И. М. Декин. - Киев: Выщашк. Голов. Изд-во, 1989. 375 с
13. Кожевников С.Н. Основы структурного синтеза механизмов. " Киев: Наук, думка, 1979. - 232 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Структурное и кинематическое исследование рычажного механизма. Построение планов скоростей и ускорений. Анализ сил, действующих на механизм: расчет сил инерции и моментов сил инерции и ведущих звеньев. Расчет маховика. Проектирование зубчатых передач.
курсовая работа [187,6 K], добавлен 15.08.2011Проектирование кинематической схемы рычажного механизма. Построение планов его положения, скоростей и ускорения. Расчет ведущего звена. Синтез зубчатого механизма. Параметры инструментальной рейки. Порядок вычерчивания зацепления 2-х зубчатых колес.
курсовая работа [901,6 K], добавлен 14.04.2014Динамический синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности хода. Расчёт зубчатых колёс. Проверка качества их зацепления. Определение работы сил производственного сопротивления и работы движущих сил. Силовой анализ рычажного механизма.
курсовая работа [98,9 K], добавлен 23.12.2012Структурное и кинематическое исследование рычажного механизма. Построение кинематической схемы, планов скоростей и ускорений. Силовой расчет рычажного механизма. Определение сил, действующих на звенья механизма. Замена сил инерции и моментов сил.
курсовая работа [32,9 K], добавлен 01.12.2008Подсчет степени подвижности для плоского механизма по структурной формуле Чебышева. Силовой анализ рычажного механизма методом планов сил 2-го положения механизма. Силовой анализ рычажного механизма методом Жуковского. Определение момента сил инерции.
курсовая работа [192,5 K], добавлен 10.12.2009Структурный анализ механизма, определение угловых скоростей и ускорений звеньев. Силовой анализ рычажного механизма, определение сил инерции, расчет кривошипа. Геометрический расчет зубчатой передачи, проектирование планетарного и кулачкового механизмов.
курсовая работа [387,7 K], добавлен 08.09.2010Структурный 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 29.12.2013Синтез и анализ кулачковых, зубчатых механизмов, силовой анализ рычажных механизмов, разработка структурных схем механизма. Подбор чисел зубьев планетарного зубчатого механизма по заданному передаточному отношению. Построение плана скоростей вращения.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 27.03.2024Проектирование рычажного механизма. Определение скоростей и ускорений. Синтез планетарного механизма. Определение передаточного отношения графоаналитическим методом. Определение минимального радиуса и эксцентриситета кулачка. Силовой анализ механизма.
курсовая работа [544,6 K], добавлен 23.06.2015Определение мощности передачи и выбор электродвигателя. Определение передаточных отношений редуктора. Расчет зубчатых передач, угловых скоростей валов. Выбор материалов зубчатых колес и вида термообработки. Крутящие моменты. Подбор соединительных муфт.
курсовая работа [255,2 K], добавлен 23.10.2011Синтез 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 15.06.2014Динамический анализ рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения. Силовое исследование рычажного механизма. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора. Проектирование и расчет кулачкового механизма и его составляющих.
курсовая работа [88,8 K], добавлен 18.01.2010Описание схемы привода и суточного графика нагрузки на 5 лет. Выбор электродвигателя. Силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач, их геометрических параметров. Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора. Расчет валов и подшипников качения.
курсовая работа [732,6 K], добавлен 16.01.2012Выполнение кинематического расчета привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет зубчатых передач и проектные расчеты валов. Выбор типа и схемы установки подшипников. Конструирование зубчатых колес.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 23.09.2010Кинематическая схема основного механизма двигателя автомобиля в трех положениях, кинематический силовой расчет основного рычажного механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи, силовой расчет сложного зубчатого механизма.
курсовая работа [992,5 K], добавлен 18.07.2011Основные критерии качества механизма и машин. Системы управления авиационной техникой. Выбор материала зубчатых передач и определение допустимых напряжений. Расчет цилиндрических зубчатых передач редуктора. Основные размеры колеса. Силы в зацеплении.
курсовая работа [875,8 K], добавлен 09.06.2011Краткие сведения из геометрии и кинематики эвольвентных зубчатых зацеплений. Характеристика основных видов разрушения зубьев и методы производства зубчатых колес. Основные составляющие зубчатых редукторов: валы, оси и подшипники качения и скольжения.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 02.10.2012Определение закона движения механизма при установившемся режиме работы. Кинематический и силовой анализ рычажного механизма. Методы определения скоростей и ускорений. Определение уравновешивающей силы с помощью теоремы Н.Е. Жуковского о "жестком рычаге".
курсовая работа [304,8 K], добавлен 25.02.2011Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач. Расчет и проектирование открытой цепной передачи, конструирование валов. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Определение типа смазки.
курсовая работа [427,5 K], добавлен 21.02.2011Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.
курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016
