Проектирование и исследование механизмов поршневого компрессора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование и исследование механизмов поршневого компрессора



Содержание

эвольвентный зубчатый редуктор поршневой компрессор

Введение

1. Проектирование эвольвентной зубчатой передачи

2. Проектирование планетарного редуктора

3. Проектирование и исследование механизмов поршневого компрессора

4. Силовой расчет

5. Проектирование кулачкового механизма

Список использованной литературы



Введение

Вертикальный одноцилиндровый поршневой компрессор предназначен для сжатия воздуха и приводится в движение асинхронным электродвигателем, механическая характеристика которого изображена на рисунке. Воздух поступает в цилиндр из атмосферы через фильтр, установленный на всасывающей полости клапанной коробки и после сжатия нагнетается в специальный резервуар. Для отвоза тепла выделяемого при сжатии служит водяная рубашка.

Основной механизм компрессора состоит из кривошипно-ползунного. Он состоит из коленчатого вала, шатуна и поршня. Для обеспечения необходимой равномерности движения на коленчатом валу машины закреплен маховик. Противовесы на коленчатом валу уравновешивают механизм уменьшая силы в подшипниках. Смазка - механизма циркуляционная, под давлением от масляного насоса помещенного в картере и приводимого в движение от коленчатого вала при помощи зубчатой передачи. Плунжерный насос кулачкового типа.

Таблица 1. Исходные данные

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Число
1	2	3	4	5
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21	Средняя скорость поршня Отношение длины шатуна к длине кривошипа. Отношение расстояния от точки В до центра тяжести S2 шатуна к длине шатуна. Диаметр цилиндра Номинальное число оборотов вала электродвигателя. Максимальное давление воздуха в цилиндре Момент на валу двигателя при номинальном числе оборотов Вес шатуна Вес поршня Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через его центр тяжести Момент инерции коленвала (без маховика) Маховой момент ротора двигателя Коэффициент неравномерности вращения коленвала КПД основного механизма Угловая координата кривошипа для силового расчета Угол рабочего профиля кулачка Ход плунжера насоса Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме Отношение величины ускорений толкателя Числа зубьев 4,5 Модуль зубчатых колес 4,5		4,5 4,4 0,3 0,215 730 5,6*105 270 122,625 103,005 0,2845 0,245 35 1/44 0,84 330 360 0,019 15 1,6 16; 22 2,5	м/с - - м об/мин Па Н*м Н Н Кг*м2 Кг*м2 Кг*м2 - - град град м град - мм



1. Проектирование эвольвентной зубчатой передачи

Исходные данные:

Z₁=16

Z₂=22

m=2.5

beta=0⁰

Выбранный масштаб:

M_l=48.6мм/ 0,0054=9000мм/м

2. Построение зацепления.

Отложить межосевое расстояние и построить центры колес, где a_w= 49.28 мм

Построить начальные окружности, проверить их пересечение в полюсе P, где r_w1=20.75мм

r_w2=28.53мм

Построить линию зацепления N₁N₂ и основные окружности r_b1=18.79мм, r_b2= 25.84мм. N₁N₂ должна касаться основных окружностей и проходить через полюс З.

Построить делительные окружности и проверить расстояние между ними ym=1.78мм, r₁=20мм r₂=27.5мм

Построить окружности вершин и впадин, проверить расстояние c^*m между r_a1=24.28мм r_a2=29.78мм r_f1=18.88мм r_f2=24.38мм c^*m=0,625мм

Построение эвольвенты.

Раствором измерителя (около 20мм) на основной окружности r_b сделать 8…10 засечек и провести радиусы.

Через точки провести касательные к r_b.

На касательных отложить тем же раствором измерителя столько отрезков, каков номер касательной.

Отложить толщину зуба по окружности вершин и по делительной окружности (в пересчете на хорду) S_a1=0.84мм S₁=5.37мм S_a2=2.01мм S₂=3.92мм. Через середины отрезков провести ось зуба, которая должна пройти через центр колеса.

Выполнить сопряжение с окружностью впадин. Аналогично строится эвольвента второго колеса, они переносятся на шаблоны, по которым строятся два зуба первого и три зуба второго колеса. На чертеже обозначить пунктиром начало и конец зацепления, эффективную часть рабочего профиля. Обозначить все размеры: радиусы, высоту зуба, угол зацепления, межосевое расстояние и т.д.

Нарезание одного из колес зубчатой рейкой.

Профиль зуба, изготовляемого колеса воспроизводится как огибающая ряда положений исходного контура реечного инструмента в станочном зацеплении. Такое образование профиля отражает истинный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейным участком реечного исходного контура, а переходная часть профиля зуба - закругленным участком.

Схему станочного зацепления рекомендуется строить следующим образом:

Проводятся делительная и основная окружности, а так же окружности вершин и впадин.

Откладывается от делительной окружности расчетное смещение xm=0,8*2,5=2мм и проводится делительная прямая исходного контура реечного инструмента. Эта прямая проходит выше делительной окружности колеса, что соответствует положительному смещению инструмента xm. На расстоянии h_a^*m вверх и вниз от делительной прямой проводятся граничные прямые, а на расстоянии (h^*_am+c^*m), т.е.2,5+0,25*2,5=3,125 мм, прямая впадин и прямая вершин, а так же станочно-полоидная прямая Q-Q, которая касается делительной окружности в точке P_c, в полюсе зацепления.

3. Проводится линия станочного зацепления NP_c через полюс станочного зацепления касательной основной окружности в точке N. Эта линия образует с прямыми исходного контура инструмента углы, равные a₀.

Строится исходный контур реечного инструмента так, что бы ось симметрии контура впадин совпадала с вертикалью. Для этого от точки пересечения вертикала с делительной прямой откладывается влево по горизонтали отрезок в ј шага и через конец его перпендикулярно линии зацепления NP_c проводится наклонная прямая, которая образует угол a₀ с вертикалью. Эта прямая соответствует прямолинейному участку зуба исходного контура инструмента. Закругленный участок контура строится как сопряжение линии этой части исходного контура с прямой вершин или с прямой впадин радиусом P_u=[c^*m/(1-sina₀)]>c^*m. Симметрично относительно вертикали P₀G (линия симметрии впадин) строится профиль второго зуба исходного производящего контура, прямолинейный участок которого перпендикулярен к другой возможной линии зацепления P₀K'. Расстояние между одноименными профилями зубьев исходного производящего контура равно шагу Пm.

Производится построение профиля зуба проектируемого колеса, касающегося профиля исходного производящего контура в точке K.

Для построения ряда последовательных положений профиля зуба исходного производящего контура проводится вспомогательная прямая MM касательно к окружности вершин, фиксируется точка пересечения линии MM и прямолинейной части профиля инструмента W и центр окружности закругленного участка профиля - L. Откладывается на прямой MM несколько отрезков равной длины (15-20мм) и отмечаются точки I…X. Такие же по величине отрезки откладываются на станочно-начальной прямой Q-Q (точки 1…10) и на дуге делительной окружности (1'…10'). Из центра О колеса через точки 1'…10' на делительной окружности проводится лучи 01'…010' до пересечения с окружностью вершин в точках 1”…10”. При перекатывании без скольжения станочно-начальной прямой по делительной окружности точки 1…10 и точки 1'…10' последовательно совпадают; то же для точек I…X и 1”…10”. При этом точка W описывает укороченную эвольвенту, а точка L - удлиненную.

Любое промежуточное положение точки W и L находится построением соответствующих треугольников. Например, для положения 2 берется треугольник П-2-W, размеры, которого при обкатке сохраняются. Когда точка 2 совпадает с 2', сторона П-2 пойдет по лучу 02” и займет положение 2”-2'. Тогда точка W_П определится как положение вершины треугольников, построенного методом засечек по известным величинам сторон (2”2'=П-2; W_П-2”=П-W; 2'-W_П=2-W), т.е. треугольник W-П-2 займет положение треугольника 2”-2'-W_П. Аналогично находится положение точки L₂. Из точки L₂ радиусом р проводится окружность, а через точку W_П касательно к этой окружности прямая, которая дает новое положение (второе) исходного производящего контура. Все последующие положение строятся аналогично.

К полученному ряду положений профиля зуба исходного контура инструмента проводится огибающая, которая определяет левый профиль зуба изготовляемого колеса.

Для построения второй стороны профиля зуба по делительной окружности колеса откладывается толщина зуба по хорде, вычисленная по формуле S=mz₁sin(q/2), где q₁=S₁/r₁ - угловая толщина зуба по делительной окружности.

На окружности вершин откладывается толщина зуба по окружности вершин S_a. Через концы отложенных отрезков по шаблону строится вторая половина профиля зуба.

На изготовляемом колесе строится три зуба. Для их построения от вертикали в обе стороны шаг по хорде делительной окружности P=mz₁sin(180/z₁). Через конец этого отрезка и центр колеса О проводится линия правого и левого зуба, по отношению к которой по шаблону строится левый и правый зуб колеса. При правильном построении зацепления эвольвенты, очерчивающие профили зубьев нарезаемых колес, должны касаться прямолинейной части контура инструмента на линии зацепления (в точках K₁ и K”).

Спроектированное эвольвентное зацепление обеспечивает: отсутствие заострение, подреза и плавность зацепления. Профиль зуба колеса, построенный эвольвентным способом и нарезанный рейкой совпадают.

2. Проектирование планетарного редуктора

Исходные данные:

К=2

U_b1=35

Двухрядный планетарный редуктор с двумя внутренними зацеплениями.

Подбор чисел зубьев.

U_1b=1/U_b1 U_1b=1/35

U_1b=1- z₂z₄/z₃z₁ z₂z₄/z₃z₁ =1-1/35=34/35=2*17/7*5

Z₁=7(17-5)=84 z₁=168

Z₂=2(17-5)=24 z₂=48

Z₃=5(7-2)=25 q=2 z₃=50

Z₄=17(7-2)=85 z₄=170

Условие соосности:

z₁ - z₂ = z₁ - z₃

168-48=170-50

120=120

Условие сборки:

N=(z₁*U_1b/K)*(1+KP)= (168/2*35)*(1+2*2)=12



Условие соседства:

Sin(180⁰/K)> (z₃+2h^*_a)/(z₁-z₂) (при z₃>z₂)

Sin 90⁰>(50+2)/(168-48)

Условие отсутствия заклинивания:

z₁=168>85

z₂=48>20

z₃=50>20

z₄=170>85

Спроектированный редуктор удовлетворяет условиям соседства, сборки, соосности и отсутствия заклинивания. Графические построения достаточно точно совпадают с расчетами. Для сравнения строим графики распределения линейных и угловых скоростей. Получаем, что передаточное отношение посчитанное аналитически U_1b=35 и полученное графически U_1b=35 совпадают.

3. Проектирование и исследование механизмов поршневого компрессора

Назначение и краткое описание механизмов поршневого компрессора:

Вертикальный одноцилиндровый поршневой компрессор предназначен для сжатия воздуха и приводиться в движение асинхронным электродвигателем. Воздух поступает в цилиндр из атмосферы через фильтр, установленный на всасывающей полости клапанной коробки и после сжатия нагнетается в специальный резервуар. Для отвода тепла служит водяная рубашка. Основной механизм компрессора - кривошипно-ползунный. Он состоит из коленчатого вала, шатуна и поршня. Для обеспечения необходимой равномерности движения на валу закреплен маховик. Противовесы на коленчатом валу уравновешивают механизм, уменьшая силы в подшипниках. Смазка механизма - циркуляционная, под давлением от масляного насоса, помещенного в картере и приводимого в движение от коленчатого вала при помощи зубчатой передачи.

Проведем динамическое исследование механизма путем замены реального механизма некоторой динамической моделью.

При переходе необходимо выдержать следующие условия:

- кинематические параметры входного звена механизма должны быть кинематическими параметрами модели. W₁=W_M; V_A=V_M.

- начальные условия входного звена механизма и динамической модели одинаковы.

- в каждом данном положении должно выполняться равенство элементарных работ механизма и модели.

- в каждом данном положении должно выполняться равенство кинетической энергии механизма и модели.

где W_M, V_M - угловая скорость и линейная скорость модели являются кинематическими параметрами.

- приведенные момент инерции и масса является массовыми характеристиками.

- приведенный момент и сила является силовыми нагружениями динамической модели.

Динамическое исследование поршневого одноступенчатого компрессора.

Исходные данные:

Средняя скорость поршня V_ср=4,5 м/сек

Номинальное число оборотов вала n_ном =730об/мин

Максимальное давление воздуха P_max=5,6*10⁵Па

Отношение длины шатуна к длине кривошипа l_BC/l_AB=4,4

Отношение расстояния от точки В до центра тяжести S₂ шатуна к длине шатуна l_BS2/l_BC=0.3

Диаметр цилиндра d=0,215 м

Вес шатуна G₂= 122,625 Н

Вес поршня G₃=103,005 Н

Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через его центр тяжести J_2s=0,2845 кг/м²

Момент инерции коленчатого вала (без маховика) J₁₀=0,2453кг/м²

Маховой момент ротора двигателя GD²=3,5 кг/м²

Коэффициент неравномерности вращения вала = 0,0227

а) Главный механизм: определяем размеры звеньев

t_1об=1/n_ном*60 - время одного оборота

t_1об=1/730*60=0,082сек

W_1ср=Пп/30=76,45с^-1

H=(V_ср*t_1об)/2=(4,5*0,082)/2=0,185м

L_AB=H/2=0.093м

l_BC=l_BC*l_AB/l_AB=0.093*4.4=0.408м

б) Вычерчиваем план механизма в 12 положениях.

Масштаб плана M_l=30мм/0,093м=322,6 мм/м

в) Для каждого из положений вычерчиваем план возможных скоростей, задавшись pb=50 мм, соответствующим скорости точки В.

V_B=V_A+V_BA; V_S2=V_A+V_S2A.

Данные о скоростях сведены в таблицу 1.

г) По известному максимальному давлению P_maxопределяем масштаб индикаторной диаграммы M_p=56мм/5,6*10⁵Па=10^-4мм/Па

Находим значение силы сопротивления P_c



P_c=(Y_p/M_p)*S_n (Н)

где S_n=Пd²/4 площадь поршня (м²)

Y_p=Y_Pc

S_n=3.14*0.215²/4=0.03631 м²

Заносим значения P_i и P_Ci в таблицы 2 и 3.

д) Строим графики приведенных моментов от сил сопротивления M_c^пр(), движущих M_g^пр() и сил тяжести M_G^пр() в функции угла поворота входного звена.

M_c^пр=P_c*V_qcy,

где V_qcy=P_cy/P_b*l₁ определяется из плана скоростей.

M_Gi^пр=G_i*V_A/W₁=0;

т.к. V_Aскорость центра тяжести звена 1 равна 0.

M_G2^пр=G₂*V_S2y/W₁=G₂*P_S2y/P_l*l₁=G₂V_qS2;

M_G3^пр=G₃*V_Cy/W₁=G₃*P_Cy/P_B*l₁=G₃V_qCy;

Величина M_g^пр ищется из условия, что /A_g/_ц=/A_c/_ц. Для этого строят график M_C^пр () в масштабе М_М=63мм/420Н _*м=0,15 мм/Нм и масштаб М определяется по формуле

М =b/2П,



где b=240мм, т.о. М =240мм/2*3,14 рад=38,2мм/рад.

Путем графического интегрирования графика M_C^пр() строят график A_c(). Его масштаб определяют

M_A=M_M*M / K=0,15*38,2/60=0,0955мм/Дж

К - отрезок интегрирования; К=60мм

Конечная ордината |A_c|_ц должна+ быть ровна |A_g|_ц для установившегося режима и с учетом того, что M_g^пр=const, строится график A_g () в виде наклонной прямой линии. Дальнейшим графическим дифференцированием графика A_g () определяется величина M_g^пр=187Н*м.

Графики M_G2^пр и M_G3^пр не показываются в связи с малостью значений. Значения M_Сi^пр и M_Gi ^пр суммируются в график М^пр.

е) Строим графики приведенных моментов инерции

J_II^пр=J₂^пр+J₃^пр, где J₂^пр= J_2п^пр+ J_2вр^пр=m₂V_qS2²+J_S2U²₂₁

J₃^пр= m₃V_qcy²

Приведенные моменты инерции второй группы звеньев являются функциями положения механизма и не зависят от абсолютных значений скоростей точек механизма.

Выбрав масштаб M_y=1250мм/кг*м² строят график J_II^пр()

ж) Строим суммарный график A () складывая соответствующие ординаты графиков A_c и A_g.

з) График J_II^пр() может приближенно быть принят за график кинетической энергии второй группы звеньев T_II(). Действительно

T_II()= J_II^пр*W₁²/2,



для вычисления T_IIпринимают W₁ = W_1ср, что возможно, т.к. = 0,0227 - величина малая, а кривую J_II^пр( ) можно принять за приближенную кривую T_II().

Масштаб графика

M_T=2M_y/W²_ср=2*1250/5845=0,043мм/Дж

и) Построение приближенного графика T_I() T_I=T-T_II , с другой стороны T-T_нач=A, поэтому ранее построенный график A () можно принять за T() относительно оси отстоящей от на T_нач. Для построения T_I() необходимо из T() в каждом положении механизма вычесть отрезки T_II, взятые из T_II() в масштабе M_А. Полученная кривая приближенная, т.к. построена вычитанием из точной кривой T() приближенных значений T_II.

к) Определение необходимого момента инерции маховых масс. На построенной кривой T_I() находят точки T_Imax и T_Imin и определяют максимальное значение кинетической энергии. I группы звеньев за период одного цикла.

(T_I ) _max= T_Imax- T_Imin=(Y T_I)_max/M_A=81мм*Дж/0,0955мм=848Дж

где (Y T_I)_max - отрезок в мм, изображающий ( T_I ) _max.

Определяем

J_I^пр=(T_I ) _max/б W²_ср = 848/0,0227*76,45²=6,4кг*м²

л) Определяем момент инерции дополнительной маховой массы.

J_доп=J_I^пр-(J₁₀+J_эд)

J_эд=GD²/4=0,875 кг*м²



J_доп=6,4-(0,2453+0,875)=5,3 кг*м²; J_об=0,9* J_доп=4,77кг*м²

м) Определение закона движения механизма

T_I= J_I^пр* W²₁ W_1max соответствует T_1max

W_1min соответствует T_1min

Поэтому (T_I ) _max соответствует максимальное приращение угловой скорости входного звена (W) _max в масштабе

M_w=M_A* J_I^пр* W_1ср=0.0955*6.4*76.45=46.73мм/рад*с^-1

Y_Wср= M_w* W_1ср=3572мм

и, отложив, Y_Wср от уровня W_ср получают положение оси , относительно которой график T_I() будет изображать график изменения угловой скорости входного звена W() за один цикл установившегося режима движения.

н) Определение размеров маховика

J_об=(Пвр/32)*(D⁴-d⁴) р - удельная масса материала

р=7800 кг/м³ в=0,3D d=0,7D

4,77=[(3,14*0,3D*7800)/32]* (D⁴-0.7⁴D⁴)

D= 0.0273 = 0.487м - наружный диаметр

d= 0,341 м - внутренний диаметр

в=0,146 м - ширина обода

Проведено динамическое исследование механизма путем замены динамической моделью. Рассчитаны параметры модели. Рассчитали маховик, который обеспечивает заданное неравномерное вращение. Определен закон движения механизма.

4. Силовой расчет

1. Исходные данные: Y_w1ср=3572мм; Y_w1 =32мм; M_w1=46.73мм/с^-1

M^пр=-933 Н*м; J^пр=6,512 кг*м²; M=38.2мм/рад;

M_JII=1250 мм/кг*м²; =103⁰

Определяем W₁ и E₁:

W₁===75.75с^-1

E₁=-**tg=-+**4.33=-85.5c^-2

План скоростей:

V_B=W₁*l_AB=75.75*0.093=7м/с M_V==10 мм/мс^-1

V_C= V_B+V_CB

V_C==4.15м/с V_CB==6,1м/с V_S2==5,65м/с

W₂===15.05c^-1

План ускорений:

a_Bⁿ=W₁²*l_AB=75.75²*0.093=533.7 м/с²

a_B^T=E₁*l_AB=85.5*0.093=7.9м/с²

a_CBⁿ=W₂²*l_BC=15.05²*0.408=92.4м/с²

a_C= a_Bⁿ+ a_B^T+ a_CBⁿ+ a_CB^T



M_a==0.4мм/с^-2

a_C==343,75м/с² a_CB==287,5м/с² a_S2==466.25м/с²

a_CB^T==272,5м/с² E₂===667.9c^-2

Определим главные моменты и главные векторы сил инерции.

Ф₁=0 Ф₂=m₂a_S2=12,5*466,25=5828,125 Н

Ф₃=m₃a_С=10,5*343,75=3609,375 Н

Ф₃=0 Ф₁====5886 Н

Ф₂====465,71 Н

Ф₂ и Ф₃ направляем противоположно a_S2 и a_C

M₁^пр и M₂^пр направляем противоположно E₁ и E₂

Метод расчленения

I(1)

(Ф₃G₃ - P_C)BE - G₂BF+Ф₂BM - Ф₂BC+Q₃₀CE=0

Q₃₀=

Q₃₀==1554.2 Н

I(2) M_p=0.015мм/Н

Q₂₁+ G₂+ Ф₂+ G₃+ Ф₃+ Q₃₀+ P_C=0



G₂ и G₃ пренебрегаем. Q₂₁=

II(1) M_p=0.015мм/Н

Q₃₂ + G₃+ Ф₃+ Q₃₀+ P_C=0

G₃ - пренебрегаем Q₃₂=

III(1)

Q₁₂BE-Ф₁АВ-Р_ДАВ=0 Р_Д= где Q₁₂=- Q₂₁

Р_Д=

III(2)

Q₁₂=Q₁₀ Q₁₀=12000 Н

Метод Жуковского

Повернем план скоростей на 90⁰ в любую сторону и приложим силы внешние и инерции в соответствующих точках, не меняя направления.

(P_C+G₃-Ф₃)PC+Ф₂BC+G₂PM-Ф₂PE-Ф₁PB-Р_ДРВ=0

Р_Д=



Р_Д=

Р_Д=1960 Н

M_g^пр=187 Н*м

М_Д1=2119,975*0,093=196,6 Н*м; М_Д2=1960*0,093=182,28 Н*м

Выводы: В результате силового расчета был определен M_g^пр двумя способами: метод расчленения и метод Жуковского с погрешностями и в сравнении с М_Д с 3 листа. В обоих случаях - удовлетворительно.

5. Проектирование кулачкового механизма

1. Исходные данные: h_max=0.019м; ; W_1ср=76,445с^-1

2. Строим по заданному графику ускорений - график скоростей и перемещений путем интегрирования графиков ускорений и скоростей.

Определим масштабы графиков:



Профилирование кулачкового механизма

Для получения кулачка наименьших размеров необходимо определить минимальный радиус кулачка. Для этого строим график в координатах S_B и V_qB;

с масштабом M_l=M_S=3947.368

Положение	0/12	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
YVq мм	0	30	57	44	29	15	0	15	29	44	57	30
Vq мм	0	24,8	47,2	36,4	24	12,4	0	12,4	24	36,4	47,2	24,8

Если к полученной кривой провести касательные, составляющие с вертикалью угол , то центр кулачка можно выбрать на их пересечении в этом случае кулачок будет иметь min размеры, а углы давления - меньше допустимых.

Строим окружность минимального радиуса в масштабе M_l=39473,68 мм/м. Центральный угол этой окружности делим радиальными прямыми на фазовые углы поворота кулачка. На полученных прямых от окружности минимального радиуса откладывают отрезки, равные перемещению толкателя. Концы отрезков соединяют плавной линией, которая является центровым профилем кулачка. Этот профиль представляет собой траекторию центра ролика в обращенном движении кулачка. Конструктивный профиль есть эквидистантная кривая, отстоящая от центрального профиля на величину ролика r_p=28мм

Выполним проверку.

Для этого в положении строим план скоростей и ускорений.

V_B=V_D+V_BD

V_D=W₁l_AD=76.445*0.016=1.2 м/с

Из диаграммы

a_B=a_Dⁿ+ a_BDⁿ+ a_BD^T

a_Dⁿ= W₁²* l_AB=76.445²*0.016=91.8 м/с²

a_BDⁿ= E₁* l_BD=

Из диаграммы:

В результате проектирования кулачкового механизма удалось определить размеры кулачка, исходя из того, что его r_min=0,00355 м. В результате расчетов V_B и a_B и сверки с диаграммами получены погрешности и , удовлетворительно.



Список использованной литературы

1. Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К., «Теория механизмов и машин» 1987.

2. Рябова Л.Я., Куликова Л.Е., «Методические указания к выполнению курсового проекта - Динамическое исследование механизмов при установившемся режиме работы» 1983.

3. Рябова Л.Я. «Проектирование кулачковых механизмов» 1980.

Размещено на Allbest.ru

...