Механізми привода глибинного насоса
Структурний і силовий аналіз шарнірно-важільного механізму привода глибинного насосу. Синтез кулачкового механізму. Визначення реакцій у кінематичних парах механізму та зрівноважувальної сили методом М.Є. Жуковського. Побудова планів швидкостей механізму.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | украинский |
| Дата добавления | 06.06.2019 |
| Размер файла | 411,2 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
ТЕХНІЧНЕ ЗАВДАННЯ НА КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
Спроектувати і дослідити механізми привода глибинного насоса ( тема 8, варіант 7)
Задано:
1. Схема шарнірно-важільного механізму (рис. 1).
2. Розміри ланок шарнірно-важільного механізму, мм: =420 мм; =1660 мм; =740 мм; =1030 мм; =1420 мм; =1720 мм; =2500 мм; =1000 мм; =1450; =630 мм.
3. Положення центрів ваги ланок:
4. Частота обертання електродвигуна : =1000 .
5. Частота обертання кривошипа 1: =14 .
6. Сила ваги штанги: =18000 H.
7. Сила ваги противаги: GF=20000 H.
8. Сила ваги рідини, яка піднімається: =5000 H.
9. Моменти інерції ланок кг •: =1,4; JДВ =0,14.
10. Коефіцієнт нерівномірності обертання кривошипа: =1/15.
11. Положення кривошипа для силового розрахунку: =240 .
12. Модуль зубчатих коліс планетарної ступені редуктора: =3 мм.
13. Числа зубців коліс передачі рівно зміщеного зачеплення: =12; =36.
14. Модуль зубчатих коліс ,: =6 мм.
15. Довжина коромисла кулачкового механізму: =130 мм.
16. Кутовий хід коромисла: шmax=22 .
17. Фазові кути повороту кулачка : =55; =120.
18. Допустимий кут тиску: идоп=40 .
19. Схема планетарної та простої ступені редуктора (рис. 2).
20. Схема кулачкового механізму (1 - основний кулачок; 2 - допоміжний кулачок) (рис.3).
21. Синусоїдальний закон зміни аналога прискорення
коромисла кулачкового механізму (рис. 4).
Рис.1. Схема шарнірно-важільного механізму привода глибинного насосу
Рис.2 Схема планетарної та простої ступені редуктора
Рис.3 Схема кулачкового механізму (1 - основний кулачок; 2 - допоміжний кулачок)
Рис.4 Синусоїдальний закон зміни аналога прискорення
коромисла кулачкового механізму
ВСТУП
Ефективна робота народногосподарського комплексу нашої держави в ринкових умовах вимагає його оснащення високопродуктивними, енергетично мало затратними, надійними і довговічними машинами. Створення таких машин вимагає від майбутніх інженерів глибоких і міцних знань, в першу чергу, в області теорії механізмів і машин, а також уміння грамотне проектувати і досліджувати різноманітні механізми (важільні, зубчаті, кулачкові та інші), що входять до складу машин.
Бурхливий розвиток електронно-обчислювальної техніки дозволяє більш ефективно проектувати механізми і машини. Це зумовлено тим, що застосування ПЕОМ дає можливість виконувати оптимізаційний синтез механізмів за різними критеріями (найменші габаритні розміри механізму, найменше зношування у кінематичних парах, найбільший коефіцієнт корисної дії та інше). Цей курсовий проект є першим інженерним завданням, яке розвиває у студентів навики самостійної конструкторської роботи і створює можливість творчо осмислити знання, набуті під час вивчення фундаментальних дисциплін.
кулачковий силовий зрівноважувальний шарнірний
1. СТРУКТУРНИЙ АНАЛІЗ ШАРНІРНО-ВАЖІЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ
Приймемо такі умовні позначення ланок механізму (див. рис. 1): 0 - стояк; 1 - кривошип ОА; 2 - шатун АВ; 3 - коромисло СВ; 4 - шатун DF; 5 - коромисло ЕК.
Кількість ланок у механізмі k=8, кінематичних пар 7 класу - V.
Дані про кінематичні пари наведено у табл. 1.1.
Таблиця 1.1 - Кінематичні пари механізму
|
Позначення кінематичної пари |
Номер ланок, які утворюють кінематичну пару |
Характер відносного руху ланок |
Клас кінематичної пари |
|
|
О А С E |
0-1 1-2 2-4 3-4 3-6 4-5 5-7 |
Обертальний Обертальний Обертальний Обертальний Обертальний Обертальний Обертальний |
V V V V V V V |
За формулою П.Л. Чебишева визначимо ступінь рухомості механізму:
де - кількість рухомих ланок механізму;
- кількість кінематичних пар V класу;
- кількість кінематичних пар ІV класу.
Оскільки , тоді в даному механізмі має бути одна початкова ланка. За початкову згідно з технічним завданням приймаємо ланку 1. Розкладаємо механізм на структурні групи Ассура. Перш за все відокремлюємо ланцюг, який складається з двох ланок 4, 5 і трьох кінематичних пар (В, Е, К) , які утворюють групу II класу другого порядку. Далі відокремлюємо ланцюг, який складається з ланок 2, 3 і трьох кінематичних пар (А, В, С), ця група є групою II класу другого порядку. Кривошип 1 разом зі стояком 0 утворюють механізм І класу.
У цілому механізм, який розглядаємо, є механізмом II класу. Для такого механізму можна записати формулу будови:
І(0, 1)>ІІ(2, 3) >ІІ(4, 5)
де цифрою І позначено механізм першого класу, цифрою II - клас групи Ассура. Номери ланок, що входять до складу механізму І класу та груп, взято у дужки.
а б в
Рис. 1.1 Схеми механізму І класу (а) та груп Ассура ІІ класу другого порядку(б),(в)
2. КІНЕМАТИЧНИЙ АНАЛІЗ ШАРНІРНО-ВАЖІЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ
2.1 Побудова дванадцяти положень механізму
Кінематичну схему механізму будуємо в масштабі:
де - дійсна довжина кривошипа ОА, м;
ОА - довжина відрізка в мм, який зображає кривошип на ОА на плані механізму.
Інші відрізки кінематичної схеми:
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм.
На креслення наносять положення нерухомих ланок. Потім викреслюємо групи Ассура в порядку їх приєднання при утворенні механізму.
2.2 Побудова планів швидкостей для дванадцяти положень механізму
Для побудови плану швидкостей кривошипно-шатунного механізму знаходимо кутову швидкість кривошипа:
де - частота обертання кривошипа.
Знаходимо швидкість точки А кривошипа:
Приймаємо довжину відрізка, який зображає вектор швидкості точки А, Тоді масштаб плану швидкостей:
Вибираємо полюс плану швидкостей. Відкладаємо з нього вектор швидкості точки А , який направлений перпендикулярно кривошипу ОА в сторону обертання.
Складаємо векторні рівняння для знаходження швидкостей точки В:
де
де
Швидкість точки В і коромисла ВС рівні:
Швидкість центру ваги:
Швидкість шатуна ВА:
Кутова швидкість обертання шатуна АВ:
Кутова швидкість обертання коромисла ВС:
Складаємо векторні рівняння для знаходження швидкостей точки Е:
де
де
Швидкість точки Е і коромисла ЕК рівні:
Швидкість шатуна ЕВ:
Для знаходження векторів ланок EF і BD використовуємо пропорцію:
, де
, де
Швидкість точки D :
Швидкість точки F:
Кутова швидкість обертання шатуна DF:
Кутова швидкість обертання коромисла ЕК:
Отримані значення відрізків, які зображають вектори швидкостей, і значення швидкостей заносимо у таблицю 2.1.
Таблиця 2.1 Визначення швидкостей різних точок і ланок механізму
|
Позначення |
Положення механізму |
||||||||||||
|
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
||
|
0 |
0,39 |
0,59 |
0,61 |
0,35 |
0,3 |
0,61 |
0,18 |
0,42 |
0,66 |
0,74 |
0,49 |
||
|
0 |
0,49 |
0,6 |
0,61 |
0,53 |
0,42 |
0,61 |
0,35 |
0,49 |
0,63 |
0,62 |
0,4 |
||
|
0,74 |
0,34 |
0,11 |
0,11 |
0,31 |
0,46 |
0,07 |
0,58 |
0,35 |
0,1 |
0,56 |
0,78 |
||
|
0 |
0,43 |
0,52 |
0,4 |
0,2 |
0,03 |
0,62 |
0,03 |
0,13 |
0,43 |
0,61 |
0,53 |
||
|
0 |
0,51 |
0,78 |
0,78 |
0,77 |
0,51 |
0,67 |
0,29 |
0,42 |
0,99 |
1,03 |
0,64 |
||
|
0 |
0,86 |
1,06 |
0,51 |
0,74 |
0,53 |
0,99 |
0,19 |
0,67 |
0,99 |
1,29 |
1,06 |
||
|
0 |
0,32 |
0,46 |
0,5 |
0,42 |
0,42 |
0,3 |
0,17 |
0,38 |
0,53 |
0,58 |
0,4 |
||
|
0 |
0,57 |
0,78 |
0,29 |
0,74 |
0,42 |
0,62 |
0,19 |
0,68 |
0,92 |
1,01 |
0,69 |
||
|
0 |
0,23 |
0,31 |
0,22 |
0,3 |
0,21 |
0,2 |
0,12 |
0,28 |
0,38 |
0,42 |
0,29 |
||
|
0 |
1,12 |
1,55 |
1,01 |
1,46 |
1,04 |
1,09 |
0,48 |
1,33 |
1,82 |
2 |
1,37 |
||
|
0,45 |
0,21 |
0,07 |
0,07 |
0,19 |
0,28 |
0,04 |
0,35 |
0,21 |
0,06 |
0,34 |
0,47 |
||
|
0 |
0,52 |
0,8 |
0,82 |
0,47 |
0,41 |
0,82 |
0,24 |
0,57 |
0,89 |
1 |
0,66 |
||
|
0 |
0,23 |
0,32 |
0,35 |
0,3 |
0,3 |
0,21 |
0,12 |
0,28 |
0,37 |
0,41 |
0,28 |
||
|
0 |
0,29 |
0,31 |
0,12 |
0,3 |
0,69 |
0,25 |
0,08 |
0,28 |
0,37 |
0,4 |
0,28 |
||
|
0 |
0,22 |
0,3 |
0,21 |
0,29 |
0,2 |
0,19 |
0,12 |
0,27 |
0,37 |
0,41 |
0,28 |
||
|
0 |
0,23 |
0,31 |
0,2 |
0,3 |
0,21 |
0,22 |
0,1 |
0,27 |
0,37 |
0,4 |
0,28 |
||
|
0 |
0,25 |
0,3 |
0,23 |
0,12 |
0,08 |
0,36 |
0,08 |
0,08 |
0,25 |
0,36 |
0,31 |
2.3 Побудова планів прискорень для двох положень механізму
Побудову плану прискорень здійснюємо для першого і восьмого положення кривошипа.
Для побудови плану прискорень знаходимо нормальне прискорення точки А кривошипа, через те що його кутова швидкість постійна. Значення цього прискорення:
Відкладаємо з полюса плану прискорень відрізок , який направлений паралельно кривошипу ОА від точки А до точки О.
Приймемо довжину відрізка , який зображає вектор прискорення точки А таким, що дорівнює 91 мм. Тоді масштаб плану прискорень:
Прискорення точок О, С і К дорівнюють нулю, отже, точки О, С і К збігаються з полюсом плану прискорень.
Складаємо векторне рівняння для знаходження прискорення точки В:
, де РР OA;
, де ;
Для нульового положення механізму :
Для восьмого положення механізму :
;
.
Для восьмого положення механізму :
;
Складаємо векторне рівняння для знаходження прискорення точки Е:
;
, де .
Для восьмого положення механізму :
;
.
Для восьмого положення механізму :
;
Для визначення положення точки D і F на плані прискорень складаємо рівняння, використовуючи теорему подібності:
, де ;
, де ;
Для восьмого положення механізму , :
Будуємо план прискорень і знаходимо прискорення точки В,D,E,F а також невідомі складові ,,, :
;
;
;
;
;
;
;
;
Знаючи положення центру мас S на шатуні, за аналогією з планом швидкостей, знаходимо за правилом подібності точку s на плані прискорень. З'єднавши отриману точку s з полюсом плану прискорень, обчислюємо прискорення центра мас шатуна 2:
;
Кутове прискорення кривошипа , оскільки ця ланка обертається рівномірно. Значення кутових прискорень ланок механізму будуть наступні:
;
;
;
;
;
.
Отримані значення відрізків, які зображають вектори прискорень, та їх значення заносяться у таблицю 2.2.
Таблиця 2.2 Визначення прискорень різних точок і ланок механізму
|
Позначення |
Положення механізму |
||
|
1 |
8 |
||
|
91 |
91 |
||
|
0,91 |
0,91 |
||
|
32 |
7 |
||
|
0,32 |
0,07 |
||
|
123 |
153,6 |
||
|
1,23 |
1,54 |
||
|
0 |
24 |
||
|
0 |
0,24 |
||
|
123 |
80,8 |
||
|
1,23 |
0,81 |
||
|
1,23 |
0,9 |
||
|
0 |
11 |
||
|
0 |
0,11 |
||
|
146 |
47,8 |
||
|
1,46 |
0,48 |
||
|
0 |
1,1 |
||
|
0 |
0,011 |
||
|
108 |
79,2 |
||
|
1,08 |
0,79 |
||
|
1,08 |
0,8 |
||
|
3,3 |
1,21 |
||
|
0 |
0,2 |
||
|
2,57 |
0,84 |
||
|
2,11 |
1,11 |
||
|
0 |
0,08 |
||
|
1,06 |
0,35 |
||
|
1,07 |
0,66 |
||
|
0,74 |
0,93 |
||
|
1,66 |
1,1 |
||
|
1,03 |
0,34 |
||
|
1,03 |
0,34 |
||
|
1,03 |
0,34 |
||
|
0,63 |
0,46 |
3. сИЛОВИЙ АНАЛІЗ ШАРНІРНО-ВАЖІЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ
3.1 Визначення сил, що діють на ланки механізму
Визначення сил та моментів сил інерції ланок.
Сили інерції ланок визначаємо за формулою , а момент сил інерції . Знак «-» у цих формулах означає, що сила інерції напрямлена в протилежний бік прискоренню центра мас , а момент сил інерції - у протилежний бік кутовому прискоренню
Маси ланок визначаємо за формулою
Сили інерції ланок визначаємо ланок будуть:
Силами інерції інших ланок у даному випадку нехтуємо так як їхні маси не вказані за умовою:
Момент сил інерції ланки 1 дорівнює нулю, бо кутове прискорення Момент сил інерції інших ланок рівні нулю так як моменти інерції рівні нулю.
3.2 Визначення реакцій у кінематичних парах механізму та зрівноважу вальної сили
Силовий аналіз групи 4-5.
Визначення реакцій у кінематичних парах починаємо з аналізу групи 4-5.
Прикладаємо до ланок 4 і 5 усі зовнішні сили, а дії ланок 0 і 3 замінюємо реакціями і .
Складаємо рівняння рівноваги групи 4-5 під дією всіх прикладених сил:
Реакції і не відомі за напрямом та величиною.
Для визначення реакції розглянемо ланку 4 окремо. Розкладаємо її на тангенціальну та нормальну складові: та .
визначаємо з рівняння моментів сил, що діють на ланку 4 відносно точки Е:
Тоді:
Для визначення реакції розглянемо ланку 5 окремо. Розкладаємо її на тангенціальну та нормальну складові: та .
визначаємо з рівняння моментів сил, що діють на ланку 4 відносно точки Е:
Отже
Напрям і величину реакцій і визначаємо графічно, методом плану сил. Будуємо план групи 4-5 сил у масштабі Використовуючи план сил, знаходимо невідомі реакції:
Силовий аналіз групи 2-3.
На ланки цієї групи діють реакції і , та . Реакція прикладена в точці В і за величиною дорівнює , але протилежно їй напрямлена.
Реакції і не відомі за напрямом та величиною.
Складаємо рівняння рівноваги групи 2-3 під дією всіх прикладених сил:
Для визначення реакції розглянемо ланку 3 окремо. Розкладаємо її на тангенціальну та нормальну складові: та .
визначаємо з рівняння моментів сил, що діють на ланку 3 відносно точки В:
Для визначення реакції розглянемо ланку 3 окремо. Розкладаємо її на тангенціальну та нормальну складові: та .
визначаємо з рівняння моментів сил, що діють на ланку 3 відносно точки В:
Напрям і величину реакцій і визначаємо графічно, методом плану сил. Будуємо план групи 2-3 сил у масштабі Використовуючи план сил, знаходимо невідомі реакції:
Силовий аналіз механізму І класу.
На кривошип ОА діють такі сили: реакція , реакція .
Для рівноваги ланки 1, крім цих сил, необхідно врахувати ще зрівноважу вальну силу , яку прикладаємо в точці А перпендикулярно до кривошипа ОА. Зрівноважувальна сила для даного механізму є рушійною силою прикладеною збоку привода.
Зрівноважу вальну силу визначаємо з умови рівноваги кривошипа 1 відносно точки О:
,
де
Тоді:
Для визначення реакції будуємо план сил у масштабі на підставі векторного рівняння:
звідки маємо:
3.3 Визначення зрівноважувальної сили методом М. Є. Жуковського
Для визначення методом М. Є. Жуковського будуємо план швидкостей, на якому прикладаємо повернуті на у відповідних точках усі зовнішні сили, що діють на ланки механізму, включаючи сили інерції та зрівноважувальну силу.
З рівняння рівноваги плану швидкостей під дією, повернутих, прикладених сил відносно полюса, визначаємо зрівноважу вальну силу:
Порівняємо величину зрівноважувальної сили, що отримана методом планів і методом М. Є. Жуковського :
Розбіжність значень знаходиться в допустимих межах.
4. СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНІЗМУ
4.1 Побудова діаграм руху вихідної ланки механізму
Спочатку будуємо діаграму зміни аналога прискорення коромисла кулачкового механізму. Вибираємо масштаб осі абсцис діаграми
Відрізок , що зображає кут наближення на кресленні, дорівнює:
Після графічного інтегрування діаграми отримаємо діаграму зміни аналога швидкості коромисла кулачкового механізму. Приймаємо полюсну відстань Перед інтегруванням ділимо відрізки і , що зображають кути та , на вісім рівних частин. Інтегрування проводимо згідно методики.
Після графічного інтегрування діаграми отримаємо діаграму кутового переміщень коромисла кулачкового механізму. Тут полюсна відстань
Визначаємо масштаб осі ординат діаграми :
Користуючись відомими залежностями між масштабами діаграм визначаємо масштабні коефіцієнти , :
4.2 Визначення мінімального радіуса кулачка
Задача визначення мінімального радіуса кулачка розв'язується так.
1. На підставі побудованих діаграм і будуємо діаграму Для цього на осі ординат відкладаємо кутове переміщення коромисла, , а на осі абсцис - відповідні їм значення аналогів швидкостей
2. З'єднуючи одержані точки 1, 2, 3 і т. д., отримаємо діаграму у вигляді замкненої кривої.
3. Проводимо під кутом до осі дві дотичні до побудованої кривої , які обмежують певну частину площини. Отже, центр обертання кулачка може бути вибраний у будь-якій точці A, яка знаходиться у заштрихованій зоні на осі коромисла. Приймаємо відрізок АО=74 мм. Тоді мінімальний радіус кулачка
Приймаємо або
4.3 Профілювання кулачка
Для побудови теоретичного профілю кулачка використаємо метод оберненого руху механізму. Побудову проводимо в масштабі Якщо умовно надати кулачковому механізму додаткового обертового руху навколо центра обертання кулачка з кутовою швидкістю , то кулачок буде нерухомим, а коромисло буде обертатися навколо кулачка, при цьому вістря кулачка переміщатиметься на теоретичному профілі кулачка і, крім цього, відносно напрямної так, як і в дійсному русі.
Будуємо профіль кулачка за таким порядком:
1. З довільно вибраної точки А, яка прийнята за центр обертання кулачка, будуємо основне коло кулачка радіусом:
2. З точки 0 перетину основного кола та осі руху коромисла відкладаємо його максимальний фазовий кут повороту. Радіус визначає максимальний радіус кулачка .
3. Від лінії проти обертання кулачка відкладаємо фазові кути.
4. Будуємо положення осі коромисла в оберненому русі. Для цього ділимо фазові кути і на 8 рівних частин (у відповідності до діаграм руху коромисла) для кожного періоду і проводимо промені , і т. д. Ці промені визначають положення осі коромисла в оберненому русі.
5. Маючи діаграму кутових переміщень коромисла знаходимо положення вістря коромисла у дійсному русі (точки і т. д. на осі коромисла).
6. Будуємо теоретичний профіль кулачка. Для цього з центра кулачка радіусами і т. д. робимо дугові засічки на відповідних положеннях коромисла і т. д. в оберненому русі. Одержані точки ( і т. д.) з'єднуємо плавною кривою, яка буде теоретичним профілем кулачка.
На ділянках верхнього і нижнього стояння профіль кулачка буде окреслений дугами кола відповідних радіусів.
7. Вибираємо радіус ролика з умови контактної міцності матеріалів кулачка і ролика. Рекомендується приймати
Приймаємо , який на кресленні зображений відрізком
Вибраний радіус ролика перевіряємо з умови усунення самоперетину практичного профілю кулачка. При цьому необхідно, щоб виконувалась умова:
де - мінімальний радіус кривизни теоретичного профілю кулачка. Мінімальний радіус кривизни визначається наближено як радіус кола, що проходить через три точки, які вибираються на ділянці теоретичного профілю кулачка, де можна очікувати мінімальне значення радіуса кривизни. У нашому випадку мм.
Отже, умова виконується.
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Кіницький Я.Т. Теорія механізмів і машин. - К.: Наукова думка, 2002. - 660 с.
2. Кіницький Я.Т. Практикум із теорії механізмів і машин. - Львів: Афіша, 2004. - 453 с.
3. Курсове проектування з теорії механізмів і машин / Є.І. Крижанівський, Б.Д. Малько, В.М. Сенчішак, Ф.І. Стоцький, П.В. Юрковський. - Івано-Франківськ: Вік, 1996. - 357 с.
4. Теорія механізмів і машин. Навчальний посібник / М.П. Ярошевич - Луцьк: Ред.-вид.відділ ЛНТУ,2008.-216с.
5. Теорія механізмів і машин. Методичні вказівки до виконання курсового проекту для студентів напряму 6.050502 “Інженерна механіка” усіх форм навчання / М.М. Толстушко, М.П. Ярошевич, В.Л. Мартинюк. -Луцьк: Ред.-вид. відділ ЛДТУ, 2007. - 92 с.
6. Теорія механізмів і машин. Методичні вказівки до практичних занять на тему “Силовий аналіз механізмів” для студентів напряму 6.090200 Інженерна механіка” усіх форм навчання / М.М. Толстушко, М.П. Ярошевич, М.С. Драган. - Луцьк: Ред.-вид. відділ ЛДТУ, 2003. - 40 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Побудова планів швидкостей та визначення кутових швидкостей ланок механізму. Кінетостатичне дослідження шарнірно-важільного механізму. Визначення маси, сил інерції і моментів ланок. Розрахунок законів руху штовхача. Перевiрка якостi зубцiв та зачеплення.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 09.09.2010Структурне і кінематичне дослідження важільного механізму. Визначення довжин ланок і побудова планів. Побудова планів швидкостей і визначення кутових швидкостей ланок для заданого положення. Сили реакцій у кінематичних парах за методом Бруєвича.
курсовая работа [430,7 K], добавлен 07.07.2013Геометричний синтез зовнішнього евольвентного нерівнозміщеного зубчастого зачеплення. Кінематичне і силове дослідження шарнірно-важільного механізму привода редуктора. Визначення моменту інерції маховика за методом енергомас. Синтез кулачкового механізму.
курсовая работа [708,3 K], добавлен 23.11.2012Дослідження кінематичних характеристик механізму, побудова схеми, планів швидкостей та прискорень. Силовий розрахунок механізму методом груп Ассура. Встановлення вихідних та геометричних параметрів зубчатих коліс. Графічний синтез профілю кулачка.
курсовая работа [925,4 K], добавлен 14.09.2012Аналіз важільного механізму. Визначення положень ланок механізму для заданого положення кривошипа. Визначення зрівноважувального моменту на вхідній ланці методом М.Є. Жуковського. Синтез зубчастого і кулачкового механізмів. Параметри руху штовхача.
курсовая работа [474,1 K], добавлен 05.04.2015Структурний, кінематичний, кінетостатичний та енергетичний аналіз конвеєра; синтез важільного механізму конвеєра за коефіцієнтом зміни середньої швидкості вихідної ланки; синтез зубчатого зачеплення і приводу механізму, синтез кулачкового механізму.
курсовая работа [387,9 K], добавлен 18.02.2008Структурний аналіз механізму. Довжини та координати ланок. Число ступенів вільності механізму. Лістінг програми комплексного розрахунку механізму. Контроль передатних функцій та параметри динамічної моделі механізму. Зовнішні сили, діючі на механізм.
контрольная работа [88,3 K], добавлен 14.06.2009Структурний аналіз механізму. Кінематичне дослідження механізму: побудування плану положень, швидкостей, прискорень, діаграм для крапки В. Визначення сил і моментів сил, що діють на ланки механізму, миттєвого механічного коефіцієнта корисної дії.
курсовая работа [289,3 K], добавлен 21.11.2010Структурний аналіз приводу поршневого насосу. Побудова планів положень, траєкторій окремих точок, швидкостей, прискорень ланок механізму. Задачі кінетостатичного дослідження. Графіки робіт сил опору, приросту кінетичної енергії, зведених моментів інерції.
курсовая работа [413,8 K], добавлен 19.05.2011Структурний аналіз механізму. Побудова планів швидкостей та прискорень, евольвентного зубчатого зачеплення. Синтез та кінематичний аналіз планетарного редуктора. Ступінь рухомості плоских механізмів. Визначення загальних розмірів геометричних параметрів.
контрольная работа [534,8 K], добавлен 12.11.2014
