Проектирование и исследование механизмов привода конвейера
Проектирование эвольвентной зубчатой передачи. Рассмотрение условий проектирования многосателлитного планетарного редуктора. Динамическое исследование механизмов четырехтактного двигателя внутреннего сгорания. Проектирование кулачкового механизма.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 07.03.2018 |
| Размер файла | 561,6 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/
Содержание
Введение
1. Проектирование зубчатых механизмов
1.1 Проектирование эвольвентной зубчатой передачи [4-6]
1.1.1 Исходные данные и постановка задачи
1.1.2 Расчет эвольвентной зубчатой передачи
1.1.3 Построение проектируемой зубчатой передачи
1.1.4 Построение эвольвенты
1.1.5 Станочное зацепление
1.1.6 Выводы
1.2 Проектирование планетарного редуктора [3]
1.2.1 Исходные данные и постановка задачи
1.2.2 Основные условия проектирования многосателлитного планетарного редуктора
1.2.3 Подбор чисел зубьев планетарного редуктора
1.2.4 Графическая проверка передаточного отношения
1.2.5 Выводы
2. Динамическое исследование механизмов четырехтактного двигателя внутреннего сгорания [2, 4, 5]
2.1 Исходные данные и постановка задачи
2.2 Проектирование кривошипно-ползунного механизма
2.3 Силы и моменты, действующие на звенья механизма
2.4 Определение параметров динамической модели
2.5 Определение передаточных функций
2.6 Построение графика приведенного момента
2.7 Построение приведенного момента инерции второй группы звеньев
2.8 Построение приближенного графика
2.9 Расчет маховика
2.10 Определение закона движения начального звена механизма
2.11 Выводы
3. Проектирование кулачкового механизма [1, 4, 5]
3.1 Исходные данные и постановка задачи
3.2 Построение кинематических диаграмм
3.3 Построение вспомогательной диаграммы
3.4 Профилирование кулачка
3.5 Проверка передаточных функций
3.6 Выводы
Список литературы
Введение
редуктор зубчатый передача двигатель
Проектирование и исследование механизмов привода конвейера
Скребковый конвейер с индивидуальным приводом от четырехтактного одноцилиндрового двигателя внутреннего сгорания служит для перемещения сыпучих грузов. Схема механизмов конвейера представлена на Рисунке 1а (кривошип 1, шатун 2, поршень 3, маховик 4, клапан 5, редуктор 6, ведущий ролик 7).
Основным механизмом двигателя является кривошипно-ползунный механизм, маховик располагается на коленчатом валу двигателя. Индикаторная диаграмма представлена на рис. 60б, данные для построения индикаторной диаграммы приведены в Таблице 2.
Механизм газораспределения двигателя состоит из кулачков (Рисунок 1в) (кулачок 1, толкатель 2, ролик 3), закрепленных на распределительном валу, и толкателей, воздействующих на клапаны. Кулачковый механизм должен обеспечить заданный закон движения толкателя (Рисунок 1г).
Вращение распределительному валу передается от коленчатого вала парой зубчатых колес (рис. 60*д), передаточное отношение которой .
Коленчатый вал 1 двигателя соединен с планетарным редуктором. Перемещение груза осуществляется лентой конвейера с закрепленными на ней скребками, приводимыми в движение ведущим роликом от планетарного редуктора. Схема планетарного редуктора 6 приведена на Рисунке 1а.
При проектировании и исследовании механизмов привода конвейера считать известными параметры, приведенные в Таблице 1.
Рисунок 1 Общий вид установки
Таблица 1
Исходные данные для расчета
|
№ п/п |
Параметр |
Обозначе-ние |
Размер-ность |
Числовое значение |
Размер-ность СИ |
Числовое значение |
|
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
|
1 |
Средняя скорость поршня |
5,0 |
5,0 |
||||
|
2 |
Число оборотов коленчатого вала 1 при номинальной нагрузке |
, |
2800 |
293,215 |
|||
|
3 |
Отношение длины шатуна к длине кривошипа |
- |
4,0 |
- |
4,0 |
||
|
4 |
Положение центра масс шатуна |
- |
0,35 |
- |
0,35 |
||
|
5 |
Диаметр цилиндра |
0,050 |
0,050 |
||||
|
6 |
Максимальное давление в цилиндре при ном. нагрузке |
26 |
2,6 |
||||
|
7 |
Вес шатуна |
0,32 |
3,2 |
||||
|
8 |
Вес поршня |
0,22 |
2,2 |
||||
|
9 |
Момент инерции шатуна 2 относительно оси, проходящей через центр его тяжести |
0,0001 |
0,001 |
||||
|
10 |
Коэффициент неравномерности вращения вала 1 |
- |
1/27 |
1/27 |
|||
|
11 |
Момент инерции коленчатого вала (без маховика) |
0,0004 |
0,004 |
||||
|
12 |
Приведенный к коленчатому валу моменты инерции деталей привода и ленты конвейера |
0,2 |
2,0 |
||||
|
13 |
Число зубьев шестерни 1 зубчатой передачи с |
- |
16 |
- |
16 |
||
|
14 |
Модуль колес 1 и 2 |
10 |
10 |
||||
|
15 |
Число сателлитов в планетарном редукторе |
- |
3 |
- |
3 |
||
|
16 |
Передаточное отношение планетарного редуктора |
- |
7 |
- |
7 |
||
|
17 |
Ход толкателя кулачкового механизма |
0,008 |
0,008 |
||||
|
18 |
Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме |
30 |
30 |
||||
|
19 |
Угол рабочего профиля кулачка |
125 |
125 |
||||
|
20 |
Параметры исходного контура реечного инструмента |
-- |
2010,25 |
Таблица 2
Значения давления в цилиндре двигателя в долях максимального давления в зависимости от положения поршня
Путь поршня(в долях хода ) |
0 |
0,025 |
0,05 |
0,1 |
0,2 |
0,3 |
|||
|
Сжатие |
0,28 |
0,23 |
0,20 |
0,16 |
0,10 |
0,07 |
|||
|
Расширение |
0,28 |
1,00 |
0,90 |
0,71 |
0,51 |
0,41 |
|||
Путь поршня(в долях хода ) |
0,4 |
0, 5 |
0,6 |
0,7 |
0,8 |
0,9 |
1,0 |
||
|
Сжатие |
0,04 |
0,03 |
0,02 |
0,005 |
0 |
-0,005 |
-0,01 |
||
|
Расширение |
0,30 |
0,23 |
0,19 |
0,16 |
0,13 |
0073 |
0,05 |
1. Проектирование зубчатых механизмов
1.1 Проектирование эвольвентной зубчатой передачи [4-6]
Цель: Изучить назначение, особенности исследования и проектирования эвольвентной зубчатой передачи. Получить навыки выполнения конкретных расчетов.
1.1.1 Исходные данные и постановка задачи
Таблица 3
Исходные данные
|
№ п/п |
Параметр |
Обозначение |
Размерность |
Числовое значение |
|
|
Число зубьев шестерни 1 зубчатой передачи с |
- |
16 |
|||
|
2 |
Модуль колес |
10 |
|||
|
3 |
Угол наклона зубьев |
0 |
|||
|
4 |
Параметры исходного контура реечного инструмента |
-- |
2010,25 |
||
|
5 |
Коэффициенты смещения |
- |
0,967 |
||
|
- |
0,455 |
Необходимо:
- произвести расчет эвольвентной зубчатой передачи;
- проверить заданные коэффициенты смещения на выполнение всех условия нормальной работы зубчатой передачи;
- построить проектируемую зубчатую передачу
- построить станочное зацепление для шестерни.
1.1.2 Расчет эвольвентной зубчатой передачи
При расчете необходимо придерживаться следующего порядка:
1. Расчет параметров исходного контура инструмента, если .
Так как в условиях данного курсового проекта угол , то расчет параметров исходного контура в торцевом сечении производить не требуется.
2. Минимальное число зубьев
3. Минимальные коэффициенты смещения
; ;
4. Проверим заданные коэффициенты смещения.
Условие отсутствия подреза:
и
- верно, подреза шестерни нет.
- верно, подреза зубчатого колеса нет.
5. Угол зацепления
,
где ,
,
а угол найден по таблице эвольвентной функции .
6. Коэффициент воспринимаемого смещения
7. Коэффициент уравнительного смещения
8. Радиусы делительных окружностей
;
9. Радиусы основных окружностей
10. Радиусы начальных окружностей
11. Межосевое расстояние
Проверка: ; верно.
12. Радиусы окружностей вершин
13. Радиусы окружностей впадин
14. Высота зуба
15. Проверка:
верно.
16. Толщина зубьев по дуге делительной окружности
17. Толщина зубьев по окружности вершин
;
;
,
18. Проверка на отсутствие заострения зуба
,
- верно, заострения зуба шестерни нет.
- верно, подреза зубчатого колеса нет.
19. Коэффициент перекрытия для прямозубой передачи:
20. Проверим достаточность полученного коэффициента перекрытия
,
где ; верно.
Проверочный расчет произведен с использованием ЭВМ, распечатка прилагается.
1.1.3 Построение проектируемой зубчатой передачи
По вычисленным параметрам проектируемая зубчатая передача строится следующим образом:
1. Выбираем масштаб построения:
,
где - межосевое расстояние на чертеже.
2. Откладывается межосевое расстояние и проводятся окружности: начальные; делительные, основные, вершин и впадин. Начальные окружности должны касаться в полюсе зацепления. Расстояние между делительными окружностями по осевой линии равно величине воспринимаемого смещения . Расстояние между окружностями вершин одного колеса и впадин другого, измеренное также по осевой линии, должно быть равно величине радиального зазора .
3. Через полюс зацепления, касательно к основным окружностям колес, проводится линия зацепления колес. Точки касания N1 и N2 называются предельными точками линии зацепления. Линия зацепления образует с перпендикуляром, восстановленном к осевой линии в полюсе, угол зацепления .
4. Буквами В1 и В2 отмечается активная часть линии зацепления. Точка В1 является точкой пересечения окружности вершин шестерни с линией зацепления и называется точкой начала зацепления, а точка В2 является точкой пересечения окружности вершин зубчатого колеса с линией зацепления и называется точкой конца зацепления.
5. На каждом колесе строятся профили трех зубьев, причем точка контакта К должна располагаться на активной части линии зацепления.
1.1.4 Построение эвольвенты
1. Проводим лучи из центров колес с интервалом в 5 градусов, отсекающих на основной окружности 10 для 1-ого и 7 для 2-ого одинаковых отрезков. Длина дуги для зубчатого колеса , для шестерни
2. Проводим в каждой точке касательные к основным окружностям.
3. На каждой касательной откладываем размер, соответствующий произведению длины полученного отрезка на порядковый номер касательной - длина дуги от начала перекатывания образующей прямой по основной окружности.
4. Получившиеся точки соединяем плавной линией, называемой эвольвентой.
5. По делительной окружности и окружности вершин откладываем соответствующие значения толщины зуба, полученные точки соединяем осевой линией, проходящей через центр колеса - шаблон половины зуба колеса, используя команду «симметрия» достраиваем зуб.
6. Рассчитываем величину углового шага:
учитывая , строим линии симметрии зубьев.
7. По шаблону копируем зубья по окружности, скругляем эвольвентные участки боковых частей профилей с окружностью впадин, учитывая переходные радиусы .
8. Вспомогательными радиусами (пунктир) отмечаем рабочие участки профилей зубьев - на чертеже обозначены штриховкой. В точках В1 и В2 обозначаем вход и выход зубьев из зацепления (пунктир).
1.1.5 Станочное зацепление
Профиль зуба изготовляемого колеса воспроизводится как огибающая ряда положений исходного контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Схема станочного зацепления строится следующим образом.
1. Проводятся окружности: делительная, основная, вершин и впадин.
2. От делительной окружности (с учетом знака - вверх, отодвигаем рейку при нарезании положительного колеса) откладывается расчетное смещение и проводится делительная прямая исходного производящего контура реечного инструмента. На расстоянии вверх и вниз от делительной прямой проводятся прямые граничных точек, а на расстоянии - прямая вершин и впадин; станочно-начальная прямая проводится касательной к делительной окружности в точке Р0 (полюс станочного зацепления).
3. Проводятся линия станочного зацепления N'-P0 через полюс станочного зацепления Р0 касательно к основной окружности в точке N'. Эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы, равные .
4. Строится исходный производящий контур реечного инструмента так, чтобы ось симметрии впадины совпадала с линией симметрии зуба шестерни. Профиль зуба проектируемого колеса касается профиля исходного производящего контура в точке К', лежащей на линии станочного зацепления N'-P0.
5. Расстояние между одноименными частями профиля зубьев рейки измеренное по делительной прямой - шаг . Толщина зуба рейки и ширина впадины по делительной прямой одинаковы . Откладываем от вертикали отрезки равные и строим прямолинейные части ИПК рейки.
6. Скругляем прямолинейные части ИПК рейки с прямой вершин и впадин соответственно переходным радиусом .
7. Проводим вспомогательную прямую касательно к окружности вершин колеса. Расстояние от прямой граничных точек до называется уравнительным смещением обозначается .
1.1.6 Выводы
1. Произведен расчет эвольвентного зубчатого зацепления. Заданные коэффициенты смещения удовлетворяют качественным показателям передачи и обеспечивают отсутствие подреза и заострения.
2. Построено эвольвентное зубчатое зацепление .
3. Построено станочное зацепление для шестерни .
1.2 Проектирование планетарного редуктора [3]
Цель: Изучить назначение, особенности исследования и проектирования многосателлитного планетарного редуктора, овладеть аналитическими и графическими методами их исследования, получить навыки выполнения конкретных расчетов.
1.2.1 Исходные данные и постановка задачи
Таблица 4
Исходные данные
|
№ п/п |
Параметр |
Обозначе-ние |
Размер-ность |
Числовое значение |
|
|
1 |
Передаточное отношение планетарного редуктора |
- |
7 |
||
|
2 |
Число сателлитов в планетарном редукторе |
- |
3 |
||
|
3 |
Модуль зубчатых колес редуктора |
1 |
|||
|
Параметры исходного контура реечного инструмента |
-- |
2010,25 |
Схема механизма - однорядный планетарный редуктор со смешанным зацеплением - механизм Джеймса.
Необходимо:
1 подобрать числа зубьев колес планетарного редуктора, удовлетворяющие всем условиям, накладываемым на мносателлитные планетарные редукторы. Причем минимальных размеров.
2 начертить схему редуктора в 2-х проекциях в масштабе;
3 проверить графически передаточное отношение редуктора.
1.2.2 Основные условия проектирования многосателлитного планетарного редуктора
(Рассматриваемые ниже условия диктуются наличием нескольких сателлитов)
1. Формула Виллиса.
,
Передаточное отношение планетарного редуктора от колеса 3 к водилу H равно 1 минус передаточное отношение обращенного механизма от колеса 3 к опорному 5 (при закрепленном водиле).
2. Условие соосности входного и выходного валов механизма, т.е. межосевое расстояние первой передачи должно быть равно межосевому расстоянию второй передачи
.
3. Условие сборки с симметрией зон зацепления, т.е. условие размещения сателлитов с равными углами между их осями (). Математически это условие может быть записано так:
,
где К - число сателлитов, Р - целое число полных оборотов водила, N - любое отвлеченное целое число.
4. Условие совместности или соседства, которое учитывает возможность свободного размещения сателлитов без соприкосновения их друг с другом. Это условие будет выполнено, если расстояние между осями сателлитов будет больше диаметра окружности вершин сателлитов .
Математически это условие для механизмов записывается неравенством:
.
1.2.3 Подбор чисел зубьев планетарного редуктора
При подборе чисел зубьев учитываем ограничения накладываемые отсутствием подреза:
Схема механизма представлена на Рисунке 1,а.
1. Формула Виллиса: ;
2. Условие соосности: ;
3. Условие сборки: ;
4. Условие совместности: .
Ограничения, накладываемые условием сборки - при кратно 3.
Первое и второе условия решаем совместно:
; ;
Учитывая условие отсутствия подреза у солнечного колеса, а также ограничение, накладываемое условием сборки, назначаем ; тогда ; .
Рассчитанные числа зубьев удовлетворяют условиям отсутствия подреза у опорного колеса и сателлита, а также условию проворачиваемости.
Проверка условия соосности:
;
; верно.
Проверка условия сборки , при получаем - целое число, верно.
Проверка условия совместности:
;
; верно.
В результате расчета подобраны числа зубьев колес механизма Джеймса, удовлетворяющие всем условиям, накладываемым на многосателлитные редукторы:
, , .
1.2.4 Графическая проверка передаточного отношения
1. Расчет радиусов колес планетарного редуктора:
,
где - радиус iого колеса редуктора, - модуль.
мм, мм,
мм.
Построение схемы планетарного редуктора в масштабе .
2. Проверка передаточного отношения (графически).
На схеме редуктора отмечаются характерные точки: центра колес и точки зацеплений, которые выносятся на вертикальную ось радиусов. Откладываем произвольный отрезок АА'=100мм который в масштабе изображает скорость .Соединяем ось вращения солнечного колеса, точку О с концом вектора скорости А', отрезок ОА' - линия распределения скоростей первого звена (ЛРС 1). Скорость (МЦС блока сателлитов). Строим линию распределения скоростей блока сателлитов (ЛРС 2) - отрезок А'С. Строим отрезок BB', выражающий в масштабе скорость точки B, проведя горизонталь до пересечения с ЛРС 2. Соединяем ось вращения водила, точку О с концом вектора скорости В', отрезок ОB' - линия распределения скоростей водила (ЛРС H).
,
, ,
.
Для построения плана угловых скоростей проводим горизонтальную линию угловых скоростей. Выбираем полюс р на расстоянии 20 мм от нее, проводим из него лучи параллельные линиям распределения скоростей до пересечения с осью. Отрезки каH, ка3 и ка4 выражают в масштабе угловые скорости соответствующих звеньев.
, .
.
1.2.5 Выводы
1. В результате расчета подобраны числа зубьев колес планетарного редуктора: , , , удовлетворяющие условиям сборки, соосности и соседства.
2. Передаточное отношение проверено графически , .
2. Динамическое исследование механизмов четырехтактного двигателя внутреннего сгорания [2, 4, 5]
Цель: Изучить назначение и принцип работы механизмов четырехтактного двигателя внутреннего сгорания, особенности исследования и проектирования основного механизма (для установившегося режима работы). Овладеть общими методами синтеза кривошипно-ползунного механизма, овладеть аналитическими и графическими методами его исследования, получить навыки выполнения конкретных расчетов.
2.1 Исходные данные и постановка задачи
Таблица 5
Исходные данные
|
№ п/п |
Параметр |
Обозначе-ние |
Размер-ность |
Числовое значение |
|
|
1 |
Средняя скорость поршня |
5,0 |
|||
|
2 |
Число оборотов коленчатого вала 1 при номинальной нагрузке |
2800 |
|||
|
3 |
Отношение длины шатуна к длине кривошипа |
- |
4,00 |
||
|
4 |
Положение центра масс шатуна |
- |
0,35 |
||
|
5 |
Диаметр цилиндра |
0,050 |
|||
|
6 |
Максимальное давление в цилиндре при ном. нагрузке |
2,6 |
|||
|
7 |
Масса шатуна |
0,32 |
|||
|
8 |
Масса поршня |
0,22 |
|||
|
9 |
Момент инерции шатуна 2 относительно оси, проходящей через центр его тяжести |
0,0010 |
|||
|
10 |
Коэффициент неравномерности вращения вала 1 |
- |
1/27 |
||
|
11 |
Момент инерции коленчатого вала (без маховика) |
0,004 |
|||
|
12 |
Приведенный к коленчатому валу моменты инерции деталей привода и ленты конвейера |
2,0 |
Постановка задачи:
1. Определить основные размеры звеньев механизма по заданным условиям.
2. Определить необходимый момент инерции маховых масс, обеспечивающих вращение звена, принятого за звено приведения, с заданным коэффициентом неравномерности при установившемся режиме работы. Определить момент инерции дополнительной маховой массы (маховика).
3. Построить диаграмму изменения угловой скорости звена приведения за время одного цикла.
Примечания.
1. Вес звеньев механизма и их моменты инерции даны ориентировочно.
2. Звенья, массы и моменты инерции которых не заданы, считать невесомыми.
3. При построении диаграммы силы давления газов, действующей на поршень, силой при всасывании и выхлопе можно пренебречь.
Таблица 6
Значения давления в цилиндре двигателя в долях максимального давления в зависимости от положения поршня
Путь поршня(в долях хода ) |
0 |
0,025 |
0,05 |
0,1 |
0,2 |
0,3 |
|||
|
Сжатие |
0,28 |
0,23 |
0,20 |
0,16 |
0,10 |
0,07 |
|||
|
Расширение |
0,28 |
1,00 |
0,90 |
0,71 |
0,51 |
0,41 |
|||
Путь поршня(в долях хода ) |
0,4 |
0, 5 |
0,6 |
0,7 |
0,8 |
0,9 |
1,0 |
||
|
Сжатие |
0,04 |
0,03 |
0,02 |
0,005 |
0 |
-0,005 |
-0,01 |
||
|
Расширение |
0,30 |
0,23 |
0,19 |
0,16 |
0,13 |
0073 |
0,05 |
2.2 Проектирование кривошипно-ползунного механизма
Порядок расчета
Главный механизм проектируется по средней скорости ползуна (поршня). Рассматривается движение ползуна за один оборот кривошипа. Время одного оборота . За это время путь, пройденный ползуном равен средняя скорость ползуна . Откуда .
Кроме того, спроектированный механизм должен удовлетворять ряду требований:
1. Рассчитанные размеры звеньев механизма должны обеспечивать проворачиваемость ведущего звена;
2. Механизм должен иметь минимальные размеры;
3. Для обеспечения наибольшего КПД и отсутствия заклинивания угол давления не должен превышать допустимого значения, т.е. должно выполняться условие .
В данном случае рассматривается центральный кривошипно-ползунный механизм, следовательно , .
Синтез механизма и результаты расчета
;
;
Проверка:
1. ; ; - верно.
2. ; ; - верно.
Для построения механизма выбираем масштаб . Произвольно выбираем место расположения шарнира О, проводим через точку О вертикальную прямую. Кроме того, проводим из т. О окружность радиусом ОА. Разобьем окружность через равные углы на 12 частей . Так как двигатель четырехтактный, то полный цикл осуществляется за 2 поворота кривошипа. Из каждой точки радиусом вспомогательной окружности равным сделаем засечки на вертикали. Соединив полученные точки, строим механизм в 24-х положениях. Крайние положения точки В соответствуют ходу штока поршня Н.
2.3 Силы и моменты, действующие на звенья механизма
Динамический анализ начинают с определения сил и моментов, которыми нагружен механизм, так как их характер определяет закон движения механизма. В данном случае задана индикаторная диаграмма и таблица значений давления в цилиндре в долях максимального давления в зависимости от положения поршня. Выбираем масштаб построения индикаторной диаграммы
.
Сила , действующая на поршень, является алгебраической суммой сил, действующих на поршень сверху (со стороны рабочей полости цилиндра) и снизу. Так как нижняя нерабочая полость цилиндра сообщается с атмосферой, то на поршень в любом положении механизма действует сила атмосферного давления и сила будет пропорциональна ординатам, заключенным между линией атмосферного давления и соответствующей кривой индикаторной диаграммы.
Если за ординаты силы принять ординаты, снятые с индикаторной диаграммы давлений , то масштаб силы определиться из следующего соотношения
Для построения индикаторной диаграммы давлений разбиваем ход поршня на 10 частей , отмечаем и . Ординаты графика возьмем из таблицы 2, умножив их на 100.
Учитывая чередование процессов, протекающих в цилиндре, строим график проекции силы на вертикаль в зависимости от положения входного звена.
2.4 Определение параметров динамической модели
Большинство задач, относящихся к динамике механизмов с одной степенью свободы, решаются путем замены реального механизма динамической моделью.
Динамическая модель представляет собой однозвенный механизм, закон движения которого совпадает с законом движения начального звена реального механизма. Если закон движения начального звена , то для однозвенного механизма и в любой момент времени.
Построение одномассовой динамической модели сводится к определению параметров динамической модели, которые называют приведенными параметрами механизма - моментом инерции механизма, приведенным к оси вращения входного звена, и вращающим моментом механизма, приведенным к оси вращения начального звена.
Приведенный момент инерции - расчетный момент инерции динамической модели, кинетическая энергия которой равна сумме кинетических энергий всех звеньев механизма.
Приведенный момент сил - расчетный момент сил динамической модели, которая развивает мощность, равную сумме мощностей всех звеньев механизма.
Определение суммарного приведенного момента
Метод приведения сил основан на равенстве элементарных работ и мгновенных мощностей приведенного момента, приложенного к модели, и реальных сил - к реальному механизму.
Для модели мощность , где , а для реального механизма , где - проекции на вертикаль скорости центра масс -го звена, приравниваем мощность модели и реального механизма. Разделив равенство на скорость начального звена, получаем
,
где - аналоги скоростей определяются для каждого положения механизма.
В данном случае приведенный момент сил сопротивления равен действительному моменту, т.к. приложен к входному звену и, в первом приближении, его можно считать постоянным. Однако его величина не задана, поэтому она определяется из условия установившегося режима работы.
Определение суммарного приведенного момента инерции
Метод приведения масс и моментов инерции основан на равенстве кинетической энергии звена приведения динамической модели и кинетической энергии реального механизма в каждый момент времени.
Кинетическая энергия модели
Кинетическая энергия реального механизма
.
Учитывая, что , приравниваем кинетическую энергию модели и кинетическую энергию реального механизма и делят обе части равенства на ,
.
Здесь , - масса звена 2, 3 соответственно; - момент инерции звена 2 относительно точки S2, - момент инерции коленчатого вала (без маховика), - приведенный к коленчатому валу моменты инерции деталей привода и ленты конвейера.
- приведенный момент инерции первой группы звеньев (тех, которые имеют постоянное передаточное отношение со звеном приведения)
,
- приведенный момент инерции второй группы звеньев (остальные звенья, которые не имеют постоянного передаточного отношения со звеном приведения)
.
так же определяются для каждого положения механизма.
2.5 Определение передаточных функций
Передаточные функции можно определить графоаналитическим или аналитическим способом. При использовании графоаналитического способа, передаточные функции находятся из построения планов скоростей.
План скоростей:
План скоростей построим в произвольном масштабе. Выберем величину отрезка
Так как
,
то
.
Таким образом, масштаб построения планов скоростей определяется по следующей формуле:
.
Скорость центра тяжести второго звена S2 определятся методом подобия
.
При построении плана скоростей скорость точки А будет направлена перпендикулярно звену ОА, скорость точки В будет направлена по оси у, скорость относительного движения точки В будет направлена перпендикулярно звену АВ.
Однако в определении скоростей, как таковых в условиях данной курсовой работы необходимости нет. Учитывая, что скорости построены в вынужденном масштабе, определим масштаб передаточных функций:
, так как ,
то .
.
Так как передаточные функции являются функциями положения механизма, нет необходимости рассчитывать их для 24 положений, рассчитаем для первых 12, в дальнейшем они повторяются. Введем дополнительные точки - в которых передаточная функция скорости ползуна принимает максимальное значение.
Передаточные функции определятся соотношением соответствующих отрезков:
.
Результаты расчета представлены в Таблице 7. Масштаб по оси определиться следующим образом:
и будет одинаковым для всех диаграмм помещенных на этом Листе.
Таблица 7
Значения передаточных функций
|
0 |
0,00 |
0,0000 |
34,84 |
0,0174 |
0,00 |
0,0000 |
53,60 |
0,250 |
|
|
1 |
32,66 |
0,0163 |
41,68 |
0,0208 |
28,86 |
0,0144 |
46,79 |
0,219 |
|
|
2 |
52,37 |
0,0262 |
51,54 |
0,0258 |
48,50 |
0,0243 |
27,45 |
0,128 |
|
|
2' |
55,25 |
0,0276 |
53,80 |
0,0269 |
53,13 |
0,0266 |
13,42 |
0,063 |
|
|
3 |
53,60 |
0,0268 |
53,60 |
0,0268 |
53,60 |
0,0268 |
0,00 |
0,000 |
|
|
4 |
40,46 |
0,0202 |
47,63 |
0,0238 |
44,33 |
0,0222 |
27,45 |
-0,128 |
|
|
5 |
20,94 |
0,0105 |
39,02 |
0,0195 |
24,75 |
0,0124 |
46,79 |
-0,219 |
|
|
6 |
0,00 |
0,0000 |
34,84 |
0,0174 |
0,00 |
0,0000 |
53,60 |
-0,250 |
|
|
7 |
-20,94 |
-0,0105 |
39,02 |
0,0195 |
-24,75 |
-0,0124 |
46,79 |
-0,219 |
|
|
8 |
-40,46 |
-0,0202 |
47,63 |
0,0238 |
-44,33 |
-0,0222 |
27,45 |
-0,128 |
|
|
9 |
-53,60 |
-0,0268 |
53,60 |
0,0268 |
-53,60 |
-0,0268 |
0,00 |
0,000 |
|
|
9' |
-55,25 |
-0,0276 |
53,80 |
0,0269 |
-53,13 |
-0,0266 |
13,42 |
0,063 |
|
|
10 |
-52,37 |
-0,0262 |
51,54 |
0,0258 |
-48,50 |
-0,0243 |
27,45 |
0,128 |
|
|
11 |
-32,66 |
-0,0163 |
41,68 |
0,0208 |
-28,86 |
-0,0144 |
46,79 |
0,219 |
|
|
12 |
0,00 |
0,0000 |
34,84 |
0,0174 |
0,00 |
0,0000 |
53,60 |
0,250 |
2.6 Построение графика приведенного момента
Значения приведенного движущего момента рассчитывают для каждого положения механизма, результаты расчета сведены в Таблицу 8, из которой видно, что значения момента от сил тяжести значительно меньше значений момента от движущей силы, в связи с чем, момент сил тяжести на чертеж не вынесен.
Таблица 8
Значения
|
0 |
0,0000 |
0,0000 |
2601,620 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
|
|
1 |
0,0163 |
0,0144 |
7117,690 |
116,229 |
0,057 |
0,048 |
0,105 |
116,334 |
|
|
2 |
0,0262 |
0,0243 |
3369,048 |
88,225 |
0,095 |
0,077 |
0,172 |
88,397 |
|
|
2' |
0,0276 |
0,0266 |
2200,435 |
60,787 |
0,104 |
0,081 |
0,186 |
60,972 |
|
|
3 |
0,0268 |
0,0268 |
1842,291 |
49,373 |
0,105 |
0,079 |
0,184 |
49,557 |
|
|
4 |
0,0202 |
0,0222 |
1460,854 |
29,556 |
0,087 |
0,060 |
0,147 |
29,702 |
|
|
5 |
0,0105 |
0,0124 |
961,006 |
10,062 |
0,049 |
0,031 |
0,079 |
10,141 |
|
|
6 |
0,0000 |
0,0000 |
428,037 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
|
|
7 |
-0,0105 |
-0,0124 |
0,000 |
0,000 |
-0,049 |
-0,031 |
-0,079 |
-0,079 |
|
|
8 |
-0,0202 |
-0,0222 |
0,000 |
0,000 |
-0,087 |
-0,060 |
-0,147 |
-0,147 |
|
|
9 |
-0,0268 |
-0,0268 |
0,000 |
0,000 |
-0,105 |
-0,079 |
-0,184 |
-0,184 |
|
|
9' |
-0,0276 |
-0,0266 |
0,000 |
0,000 |
-0,104 |
-0,081 |
-0,186 |
-0,186 |
|
|
10 |
-0,0262 |
-0,0243 |
0,000 |
0,000 |
-0,095 |
-0,077 |
-0,172 |
-0,172 |
|
|
11 |
-0,0163 |
-0,0144 |
0,000 |
0,000 |
-0,057 |
-0,048 |
-0,105 |
-0,105 |
|
|
12 |
0,0000 |
0,0000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
|
|
13 |
0,0163 |
0,0144 |
0,000 |
0,000 |
0,057 |
0,048 |
0,105 |
0,105 |
|
|
14 |
0,0262 |
0,0243 |
0,000 |
0,000 |
0,095 |
0,077 |
0,172 |
0,172 |
|
|
14' |
0,0276 |
0,0266 |
0,000 |
0,000 |
0,104 |
0,081 |
0,186 |
0,186 |
|
|
15 |
0,0268 |
0,0268 |
0,000 |
0,000 |
0,105 |
0,079 |
0,184 |
0,184 |
|
|
16 |
0,0202 |
0,0222 |
0,000 |
0,000 |
0,087 |
0,060 |
0,147 |
0,147 |
|
|
17 |
0,0105 |
0,0124 |
0,000 |
0,000 |
0,049 |
0,031 |
0,079 |
0,079 |
|
|
18 |
0,0000 |
0,0000 |
-142,571 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
|
|
19 |
-0,0105 |
-0,0124 |
-107,473 |
1,125 |
-0,049 |
-0,031 |
-0,079 |
1,046 |
|
|
20 |
-0,0202 |
-0,0222 |
0,000 |
0,000 |
-0,087 |
-0,060 |
-0,147 |
-0,147 |
|
|
21 |
-0,0268 |
-0,0268 |
202,434 |
-5,425 |
-0,105 |
-0,079 |
-0,184 |
-5,609 |
|
|
21' |
-0,0276 |
-0,0266 |
306,712 |
-8,473 |
-0,104 |
-0,081 |
-0,186 |
-8,658 |
|
|
22 |
-0,0262 |
-0,0243 |
646,338 |
-16,926 |
-0,095 |
-0,077 |
-0,172 |
-17,098 |
|
|
23 |
-0,0163 |
-0,0144 |
1598,045 |
-26,096 |
-0,057 |
-0,048 |
-0,105 |
-26,200 |
|
|
24 |
0,0000 |
0,0000 |
2601,620 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
0,000 |
В данном случае приведенный момент сил сопротивления равен действительному моменту, т.к. приложен к входному звену и, в первом приближении, его можно считать постоянным . Его величина не задана, поэтому она определяется из условия установившегося режима работы .
Для этого по данным Таблицы 8 строим график .
Масштаб построений:
.
Путем графического интегрирования графика получаем график , конечная ордината которой позволяет получить работу движущих сил за цикл:
.
Установившийся режим работы характеризуется постоянной средней скоростью, хотя за цикл угловая скорость колеблется около среднего значения. Основным условием установившегося режима является равенство работ сил движущих и сил полезного сопротивления за цикл.
, или .
Масштаб определяется по формуле:
,
где - масштаб работы,
и - масштабы по осям координат графика приведенного движущего момента,
- отрезок интегрирования.
Конечная ордината должна быть равна для установившегося режима движения и с учетом того, что , строится график в виде наклонной прямой линии. Дальнейшим графическим дифференцированием графика определяется величина .
Имея все необходимые зависимости, строим график приведенного момента , для чего переносим ось на величину равную вверх, тогда график и будет графиком .
Сложив графики и , получим график , конечная ордината которого равна нулю - признак установившегося режима движения.
Значения работы занесены в таблицу 9.
Таблица 9
Значения работы
|
0 |
0,00 |
0,000 |
0,00 |
0,000 |
0,00 |
0,000 |
|
|
1 |
14,04 |
56,163 |
-1,54 |
-6,165 |
12,50 |
49,998 |
|
|
2 |
28,03 |
112,133 |
-3,08 |
-12,330 |
24,95 |
99,803 |
|
|
2' |
32,01 |
128,039 |
-3,85 |
-15,413 |
28,16 |
112,626 |
|
|
3 |
35,99 |
143,945 |
-4,62 |
-18,495 |
31,36 |
125,450 |
|
|
4 |
41,12 |
164,470 |
-6,17 |
-24,660 |
34,95 |
139,810 |
|
|
5 |
43,60 |
174,385 |
-7,71 |
-30,826 |
35,89 |
143,560 |
|
|
6 |
44,14 |
176,579 |
-9,25 |
-36,991 |
34,90 |
139,588 |
|
|
7 |
44,14 |
176,579 |
-10,79 |
-43,156 |
33,36 |
133,423 |
|
|
8 |
44,14 |
176,579 |
-12,33 |
-49,321 |
31,81 |
127,258 |
|
|
9 |
44,14 |
176,579 |
-13,87 |
-55,486 |
30,27 |
121,093 |
|
|
9' |
44,14 |
176,579 |
-14,64 |
-58,568 |
29,50 |
118,010 |
|
|
10 |
44,14 |
176,579 |
-15,41 |
-61,651 |
28,73 |
114,928 |
|
|
11 |
44,14 |
176,579 |
-16,95 |
-67,816 |
27,19 |
108,763 |
|
|
12 |
44,14 |
176,579 |
-18,50 |
-73,981 |
25,65 |
102,598 |
|
|
13 |
44,14 |
176,579 |
-20,04 |
-80,146 |
24,11 |
96,433 |
|
|
14 |
44,14 |
176,579 |
-21,58 |
-86,311 |
22,57 |
90,267 |
|
|
14' |
44,14 |
176,579 |
-22,35 |
-89,394 |
21,80 |
87,185 |
|
|
15 |
44,14 |
176,579 |
-23,12 |
-92,477 |
21,03 |
84,102 |
|
|
16 |
44,14 |
176,579 |
-24,66 |
-98,642 |
19,48 |
77,937 |
|
|
17 |
44,14 |
176,579 |
-26,20 |
-104,807 |
17,94 |
71,772 |
|
|
18 |
44,14 |
176,579 |
-27,74 |
-110,972 |
16,40 |
65,607 |
|
|
19 |
44,14 |
176,579 |
-29,28 |
-117,137 |
14,86 |
59,442 |
|
|
20 |
44,14 |
176,579 |
-30,83 |
-123,302 |
13,32 |
53,277 |
|
|
21 |
43,81 |
175,248 |
-32,37 |
-129,467 |
11,45 |
45,781 |
|
|
21' |
43,42 |
173,672 |
-33,14 |
-132,550 |
10,28 |
41,122 |
|
|
22 |
42,70 |
170,814 |
-33,91 |
-135,632 |
8,80 |
35,182 |
|
|
23 |
39,71 |
158,836 |
-35,45 |
-141,797 |
4,26 |
17,038 |
|
|
24 |
36,99 |
147,962 |
-36,99 |
-147,962 |
0,00 |
0,000 |
2.7 Построение приведенного момента инерции второй группы звеньев
.
.
Приведенные моменты второй группы звеньев являются функциями положения механизма и, как видно из формулы, не зависят от абсолютных значений скоростей точек механизма.
Так как передаточные функции являются функциями положения механизма, нет необходимости рассчитывать момент инерции для 24 положений, рассчитаем для первых 12, в дальнейшем он повторяется.
Результаты расчетов сведены в Таблицу 10.
Выбрав масштаб построения, по данным Таблицы 10 строим график .
Подобные документы
Динамический 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 18.01.2010
Краткое описание работы механизмов мотоцикла. Алгоритм расчета эвольвентной передачи. Построение проектируемой зубчатой передачи и эвольвенты. Проектирование кривошипно-ползунного механизма. Проектирование многосателлитного планетарного редуктора.
курсовая работа [558,8 K], добавлен 19.02.2009
Изучение устройства плунжерного насоса простого действия и проектирование его отдельных механизмов. Исследование эвольвентной зубчатой передачи и планетарного редуктора. Расчет маховика, который обеспечит заданную неравномерность вращения механизма.
курсовая работа [206,3 K], добавлен 29.08.2010
Проектирование зубчатой передачи привода распределительного вала. Расчет требуемого момента инерции маховых масс двигателя. Исследование силового нагружения кривошипно-ползунного механизма. Конструирование кулачкового механизма привода впускного клапана.
курсовая работа [545,6 K], добавлен 30.12.2013
Проведение структурного, кинематического, кинетостатического и динамического исследования рычажного механизма двигателя с маховиком и зубчатым приводом. Проектирование и расчет зубчатой пары, планетарного редуктора и маховика согласно прилагаемым схемам.
курсовая работа [73,4 K], добавлен 17.12.2010
Краткое описание работы механизмов ножниц для резки пруткового металла. Определение закона движения, размеров механизма. Силовой расчет механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи и планетарного редуктора. Расчет зацепления.
курсовая работа [337,4 K], добавлен 19.12.2010
Краткое описание работы кривошипно-ползунного двигателя мотоцикла. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления, алгоритм его расчета и построение. Проектирование многосателлитного планетарного редуктора. Динамическое исследование основного механизма.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 19.03.2010
Описание 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 11.01.2009
Механизм долбёжного станка: действующие силовые факторы в кинематических парах механизма с учетом геометрии масс звеньев. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи, планетарного редуктора, кулачкового механизма с качающимся толкателем.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 25.10.2012
Ознакомление с результатами силового расчета основного механизма двигателя с учетом динамических нагрузок. Определение основных параметров кулачкового механизма графическим способом. Проектирование кулачкового механизма впускного клапана мотоцикла.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 11.10.2021
Структурный 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 08.09.2010
Кинематическое исследование рычажного механизма. Силы реакции и моменты сил инерции с использованием Метода Бруевича. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи. Синтез кулачкового механизма с вращательным движением и зубчатого редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 10.01.2011
Определение закона движения механизма. Кинестетический силовой расчет основного рычажного механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи. Построение графика углового ускорения звена приведения в функции обобщенной координаты.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 05.12.2012
Определение мощности электродвигателя приводной станции конвейера; кинематических, силовых и энергетических параметров механизмов привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор основных узлов привода ленточного конвейера: редуктора и зубчатой муфты.
курсовая работа [272,5 K], добавлен 30.03.2010
Кинематический анализ двухтактного двигателя внутреннего сгорания. Построение планов скоростей и ускорений. Определение внешних сил, действующих на звенья механизма. Синтез планетарной передачи. Расчет маховика, делительных диаметров зубчатых колес.
контрольная работа [630,9 K], добавлен 14.03.2015
Определение степени подвижности кинематической цепи и класса механизма. Расчет перемещений, скоростей и ускорений, звеньев механизма и отдельных его точек. Проектирование цилиндрической, прямозубой, эвольвентной, корригированной зубчатой передачи.
курсовая работа [619,4 K], добавлен 22.10.2011
Структурное и кинематическое изучение рычажного механизма. Определение сил, действующих на его звенья, и реакций в кинематических парах группы Ассура. Силовой расчет ведущего звена. Проектирование прямозубой эвольвентой передачи и планетарного механизма.
курсовая работа [193,5 K], добавлен 15.08.2011
Синтез 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 29.10.2009
Проектирование кривошипно-ползунного механизма двигателя внутреннего сгорания, определение линейных размеров звеньев. Синтез оптимальных чисел зубьев и кинематический анализ. Исследование качественных характеристик внешнего эвольвентного зацепления.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 23.09.2010
Структурное и кинематическое исследование механизмов бензомоторной пилы. Проектирование кинематической схемы планетарного редуктора. Описание схемы зубчатого механизма с планетарной ступенью, анализ данных для расчета внешнего эвольвентного зацепления.
курсовая работа [228,4 K], добавлен 23.03.2016
Динамический 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 18.01.2010
Краткое описание работы механизмов мотоцикла. Алгоритм расчета эвольвентной передачи. Построение проектируемой зубчатой передачи и эвольвенты. Проектирование кривошипно-ползунного механизма. Проектирование многосателлитного планетарного редуктора.
курсовая работа [558,8 K], добавлен 19.02.2009
Изучение устройства плунжерного насоса простого действия и проектирование его отдельных механизмов. Исследование эвольвентной зубчатой передачи и планетарного редуктора. Расчет маховика, который обеспечит заданную неравномерность вращения механизма.
курсовая работа [206,3 K], добавлен 29.08.2010
Проектирование зубчатой передачи привода распределительного вала. Расчет требуемого момента инерции маховых масс двигателя. Исследование силового нагружения кривошипно-ползунного механизма. Конструирование кулачкового механизма привода впускного клапана.
курсовая работа [545,6 K], добавлен 30.12.2013
Проведение структурного, кинематического, кинетостатического и динамического исследования рычажного механизма двигателя с маховиком и зубчатым приводом. Проектирование и расчет зубчатой пары, планетарного редуктора и маховика согласно прилагаемым схемам.
курсовая работа [73,4 K], добавлен 17.12.2010
Краткое описание работы механизмов ножниц для резки пруткового металла. Определение закона движения, размеров механизма. Силовой расчет механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентой зубчатой передачи и планетарного редуктора. Расчет зацепления.
курсовая работа [337,4 K], добавлен 19.12.2010
Краткое описание работы кривошипно-ползунного двигателя мотоцикла. Синтез эвольвентного зубчатого зацепления, алгоритм его расчета и построение. Проектирование многосателлитного планетарного редуктора. Динамическое исследование основного механизма.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 19.03.2010
Описание 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 11.01.2009
Механизм долбёжного станка: действующие силовые факторы в кинематических парах механизма с учетом геометрии масс звеньев. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи, планетарного редуктора, кулачкового механизма с качающимся толкателем.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 25.10.2012
Ознакомление с результатами силового расчета основного механизма двигателя с учетом динамических нагрузок. Определение основных параметров кулачкового механизма графическим способом. Проектирование кулачкового механизма впускного клапана мотоцикла.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 11.10.2021
Структурный 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 08.09.2010
Кинематическое исследование рычажного механизма. Силы реакции и моменты сил инерции с использованием Метода Бруевича. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи. Синтез кулачкового механизма с вращательным движением и зубчатого редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 10.01.2011
Определение закона движения механизма. Кинестетический силовой расчет основного рычажного механизма. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи. Построение графика углового ускорения звена приведения в функции обобщенной координаты.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 05.12.2012
Определение мощности электродвигателя приводной станции конвейера; кинематических, силовых и энергетических параметров механизмов привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор основных узлов привода ленточного конвейера: редуктора и зубчатой муфты.
курсовая работа [272,5 K], добавлен 30.03.2010
Кинематический анализ двухтактного двигателя внутреннего сгорания. Построение планов скоростей и ускорений. Определение внешних сил, действующих на звенья механизма. Синтез планетарной передачи. Расчет маховика, делительных диаметров зубчатых колес.
контрольная работа [630,9 K], добавлен 14.03.2015
Определение степени подвижности кинематической цепи и класса механизма. Расчет перемещений, скоростей и ускорений, звеньев механизма и отдельных его точек. Проектирование цилиндрической, прямозубой, эвольвентной, корригированной зубчатой передачи.
курсовая работа [619,4 K], добавлен 22.10.2011
Структурное и кинематическое изучение рычажного механизма. Определение сил, действующих на его звенья, и реакций в кинематических парах группы Ассура. Силовой расчет ведущего звена. Проектирование прямозубой эвольвентой передачи и планетарного механизма.
курсовая работа [193,5 K], добавлен 15.08.2011
Синтез 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 29.10.2009
Проектирование кривошипно-ползунного механизма двигателя внутреннего сгорания, определение линейных размеров звеньев. Синтез оптимальных чисел зубьев и кинематический анализ. Исследование качественных характеристик внешнего эвольвентного зацепления.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 23.09.2010
Структурное и кинематическое исследование механизмов бензомоторной пилы. Проектирование кинематической схемы планетарного редуктора. Описание схемы зубчатого механизма с планетарной ступенью, анализ данных для расчета внешнего эвольвентного зацепления.
курсовая работа [228,4 K], добавлен 23.03.2016