Силовой анализ механизма
Структурный и кинематический анализ рычажного механизма, план его положения, скоростей и ускорения. Определение сил и моментов сил, действующих на механизм, реакций в кинематических парах механизма. Синтез кулачкового механизма c плоским толкателем.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 22.10.2014 |
| Размер файла | 127,1 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.
1
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
1. Структурный анализ рычажного механизма
кинематический толкатель рычажный
Структурный анализ механизма состоит в определении двух структурных характеристик - степени аномальности и степени иррациональности.
Определяем степень аномальности S структуры механизма по формуле:
, (1)
где n - число подвижных звеньев;
- число кинематических пар первого, второго, третьего, четвертого и пятого классов соответственно;
- количество входящих связей.
Для двухконтурного кривошипно-ползунного механизма двигателя автомобиля представленного на листе задания, число подвижных звеньев (кривошип 1, два шатуна2,4, два ползуна 3, 5); число пар пятого класса р5=3 (шарниры О, А, В); число пар четвертого класса р4=4 (поршень-палец С, D и две цилиндрические пары S3, S5); число входных связей (Обобщенная координата 1).
Подставляя числовые значения в формулу (1), получим:
S= 3*5 - 2*(3+4) -1=0 - структура нормальная.
Далее определяем степень иррациональности s структуры механизма по формуле:
. (2)
Подставляя числовые значения в формулу (2), получим:
S=3*5 - 3*3 - 2*4= -2
Структура имеет две избыточные поперечно-угловые связи.
Проведенный анализ показал, что, несмотря на наличие 2 поперечно-угловых избыточных связей, механизм работоспособен, так как структура его нормальна.
2. Кинематический анализ механизма
Кинематический анализ механизма состоит в определении положения механизма, а также скоростей и ускорений ключевых точек звеньев механизма в данном положении.
2.1 План положения механизма
Для построения положения механизма определяем масштабный коэффициент плана положения по формуле:
µl= LAB|/AB (3)
где LAB - длина звена АВ, м
АВ - длина отрезка АВ на плане положения, мм.
Для удобства построений принимаем размер звена АВ на чертежа равным 50 мм. Тогда масштабный коэффициент по формуле (3) будет равен:
µl= 0,17/50= 0,0034 м/мм
Определяем остальные размеры плана положения механизма через масштабный коэффициент.
Длина отрезка ОА=ОС= LOA/µl = 0,04/0,0034 = 11,765 мм
Длина отрезка AS2 = CS4 = LAB/3*µl= 0,17/3*0,0034= 16,7 мм
С учетом масштабного коэффициента плана положений строим план положения механизма.
На горизонтальной оси фиксируем положение точки О. Затем под углом 1= 150 проводим отрезки ОА и ОС в заданном масштабе длиной 15 мм. Положение точек D и В определяем способом засечек. Из полученной точки А циркулем проводим дугу радиуса АВ= 50 мм, соответствующего длине шатуна в заданном масштабе, до пересечения с горизонтальной осью. Точка пересечения дуги и горизонтальной оси есть точка В. Соединив точки А и В, получим отрезок, отображающий на плане механизма звено АВ. Аналогично определяем положение точки D.
2.2 План скоростей механизма
Для построения плана скоростей механизма задаемся масштабным коэффициентом µv(м/с)/мм плана скоростей по формуле
µv= VA/pa (4)
где VA скорость точки A, м/с;
ра - длина отрезка ра, отображающего скорость точки А на плане скоростей, мм.
Скорость VA определяется по формуле:
VA=щ1*LOA, (5)
где угловая скорость звена 1, рад/с
длина звена
Угловая скорость определяется по формуле:
, (6)
где частота вращения звена 1 (по заданию), об. / Мин.
Подставляя числовые значения в формулы (5) и (6), получим:
щ1 = 3,14*4400/30 = 460,5 рад/с,
VA= 460,5*0,04= 18,42 м/с.
Для удобства построений плана скоростей принимаем ра = 50 мм.
Подставляя числовые значения в формулу (4), определяем масштабный коэффициент плана скоростей:
µV= 18,42/ 50= 0,3684 (м/с)/мм
Переходим к построению плана скоростей механизма в заданном положении (прил. 1.). Для этого из выбранной в качестве полюса плана скоростей произвольной точки откладываем вектор ра (длинной 50 мм) в направлении вращения кривошипа перпендикулярно звену ОА.
Скорость точки В представляет собой сумму скоростей точки А, известной и по величине, и по направлению, и скорости точки В относительно А
. (7)
Решаем векторное уравнение (7) графически, путём построения плана скоростей. Из точки р проводим линию, параллельную направляющей ползуна В, а из точки а - линию, перпендикулярную шатуну АВ, которая отображает скорость VAB. Точка пересечения этих линий есть точка в, а вектор рв на плане скоростей является аналогом абсолютной скорости VB
На отрезке ав плана скоростей, отображающего относительную скорость точки В вокруг А, находим положение точки s2 из подобия
As2/ ab= AS2/AB, (8)
Откуда as2=ab*AS2/AB
As2=42*16/50= 13,44
Из полюса р проводим вектор до соединения с точкой s2, который соответствует на плане скоростей Vs2 точки S2/
Аналогично проводим построения плана скоростей для второго контура механизма OCD, учитывая, что скорость VC=VA= 18,41 м/с, поскольку LOC=LOA.
После построения плана скоростей механизма определяем истинные значения линейных скоростей V, м/с, всех точек; а также угловые скорости щ, рад/с, звеньев 2 и 4.
Для определения величин линейных скоростей длины соответствующих векторов на плане умножаем на масштабный коэффициент плана скоростей:
VS2= ps2*µv; VS4= ps4*µv; VAB= ab*µv
VCD= cd*µv; VB= pb*µv; VD= pd*µv;
Угловые скорости звеньев 2 и 4 определяются равенствами:
щ2 = VAB/LAB; щ4= VCD/LCD;
Результаты вычислений представлены в таблице 1
Таблица 1
|
Значения линейных скоростей, м/с |
Значения угловых скоростей, с-1 |
|
|
VA=VC=18,42 |
щ1=460,5 |
|
|
Vs2=Vs4=36*0,3684=13,26 |
щ2=16,21/0,17=95,35 |
|
|
VDC=VAB=44*0,3684=16,21 |
щ4= 16,21/0,17= 95,35 |
|
|
VD=VB=31* 0,3684=11.42 |
щ3=щ5=0 |
2.3 План ускорения механизма
Для построения плана скоростей механизма определяем масштабный коэффициент плана скоростей по формуле:
µa=aA/pa (9)
где aA- ускорение точки А, м/с2
ра - длина отрезка ра отображающего ускорение точки А на плане ускорений, мм.
Ускорение aA , найдём по формуле:
аА=щ12 *LOA, (10)
где угловая скорость звена 1, ;
длина звена , м.
Подставляя числовые значения в формулу (10), получим:
aA=(460,5)2*0,04=8482,4 м/с2
Для удобства построения плана ускорений принимаем ра = 50 мм. Подставляя числовые значения в формулу (9), определяем масштабный коэффициент плана ускорений:
µа=8482,4/50= 169,65 (м/с2)/мм
Переходим к построению плана ускорений первого контура механизма ОАВ. Для этого из выбранной произвольной точки р в качестве полюса плана ускорений откладываем вектор ра параллельно звену ОА в направлении от точки А к точке О. Отрезок ра отображает на плане ускорений ускорение точки.
Для определения ускорения точки В запишем векторное уравнение:
aВ=аА+аВАn+аВАt (11)
aВ - неизвестное ускорение точки В
аВАn - неизвестная нормальная составляющая относительного ускорения точки В относительно точки А
аВАt - неизвестная тангенциальная составляющая относительного ускорения точки В относительно точки А
Найдем значение ускорения аВАn по формуле:
аВАn= щ22*LAB (12)
щ2 - угловая скорость звена 2, рад/с;
LAB - длина звена АВ, м
После подстановки числовых значений в формулу (12), имеем:
аВАn= 9092*0,17= 1545,6 м/с2
Далее для построения нормальной составляющей аВАn, м/с2, относительного ускорения точки В из точки а плана скоростей откладываем в направлении от точки В к точке А отрезок an2 параллельно АВ длиной:
аn2= aBAn / µa= 1545,6/169,65= 9,1 мм
Из полюса р проводим линию, параллельную направляющей ползуна В, а через точку n2 проводим прямую, перпендикулярную нормальной составляющей an2. Тогда пересечения этих линий является искомой точкой в. Вектор рв отображает искомое ускорение точки В. Отрезок ав отображает искомое относительное ускорение точки В относительно А.
Чтобы определить ускорение точки S2 механизма, находим положение точки s2 на плане ускорений на отрезке ав из подобия:
As2/ab=AS2/AB (13)
Откуда as2= ab*AS2/AB
as2= 27*16/50 = 8,64 мм
Далее проводим вектор ps2, который отображает ускорение точки S2 механизма
Аналогично проводим построения плана ускорений для второго контура механизма ОСD, учитывая, что ускорение аС=аА=8482,4 м/с2, но направлено в противоположную сторону.
После построения плана ускорений механизма определяем истинные значения линейных и угловых ускорений, для чего длины соответствующих векторов на плане ускорений умножаем на масштабный коэффициент плана ускорений:
Аs2=ps2*µa; as4=ps4*µa; aAB= ab*µa;
ACD=cd*µa; aB=pb*µa; aD=pd*µa;
ABAt=bn2*µa; aDCt=dn2*µa;
Угловые ускорения звеньев 2 и 4 определяем по формулам:
?2=aBAt / lAB; ?4= aDCt / lCD;
Направление угловых ускорений соответствует направлению тангенциальных составляющих aBAt и aDCt.
Результаты вычислений представлены в таблице 2
Таблица 2
|
Значения ускорений, м/с2 |
Значения ускорений, м/с2 |
|
|
АА=аС=8482,4 |
AB=aD=42* 169,65=7125,3 |
|
|
Аs2=as4=45*169,65=7650 |
ABAt=aCDt=26*169,65=4410,9 |
|
|
AAB=aCD= 21*169,65=3562,65 |
?2=?4=25947 c -2 |
3. Силовой анализ механизма
3.1 Определение сил и моментов сил, действующих на механизм
Целью силового анализа является определение уравновешивающей силы и уравновешивающего момента, приложенных к входному звену, а также реакций в кинематических парах. На первом этапе силового анализа определим силы и моменты сил, действующие на механизм двигателя.
На левый и правый поршни двигателя действуют соответствующие силы Fpл и Fpn, вызванные давлением газов в цилиндрах.
По индикаторной диаграмме определяем удельное давление Р газов на поршни при заданном положении механизма:
Р=Рмакс*(р/рмакс) (14)
Где Рмакс - максимальное давление в цилиндрах двигателя, МПа
р/рмакс - отношение давления газа в цилиндре к максимальному в зависимости от перемещения поршня.
Ход поршня Н определяется как разница между положением поршня в верхней мертвой точке (ВМТ) и положением поршня в нижней мертвой точке (НМТ). Ход поршня определяем графически. Для этого необходимо от точки О механизма, построенного на плане положения в масштабе µl, отложить по горизонтальной оси влево последовательно длины звеньев ОА и АВ - так определяется ВМТ. На той же горизонтальной оси отложить вправо длину звена ОА, а затем от точки А отложить влево длину звена АВ - так определяется НМТ. В установленном масштабе µl, определили, что Н= 2*ОА=2*12=24 мм
Перемещение поршня S определяется как разница между положением поршня в ВМТ и текущим положением. Измерением расстояния в масштабе µl от ВМТ до текущего положения ползуна установили, что S=5 мм
По отношению S/H=5/24=0,21, из таблицы данных зависимости давления газа в цилиндре от перемещения поршня, определяем отношение р/рмакс для левого и правого цилиндров.
Подставляя численные значения в формулу (14), определяем давление газов в левом и правом цилиндре:
Рл=3,3*0,75= 2,475 Н/мм2
Рп=3,3* 0,2= 0,66 Н/мм2
Далее определяем силы, действующие на поршни механизма в заданном положении:
Fp=P*Sпор (15)
Где Sпор - площадь поршня, мм2
Sпор= п*d2/ 4 (16)
Где d - диаметр цилиндров, мм
Подставляя числовые значения в формулу (16), определяем площадь поршня:
Sпор=3,14*602/4= 2826 мм2
Определяем усилие на левом и правом поршне, подставляя соответствующие значения в формулу (15):
Fpл=2,5*2826= 7065 Н
Fpп=0,66*2826= 1865,16 Н
Кроме сил, вызванных давлением газов в цилиндре, на ползуны 3 и 5 действуют соответствующие силы инерции Fи3 и Fи5, обусловленные движением масс ползунов m3, m5 с ускорениями aB, aD соответственно. При этом сила инерции действует в противоположном направлении относительно направления соответствующего ускорения, то есть Fи=-m*a.
Силы инерции звеньев 3 и 5 определяем по формулам:
Fи3=m3*aB=7125,3* 0,39= 2778,87 H
Fи5=m4*aD=7125,3*0,39=2778,87 H
К центрам масс звеньев 2 и 4 в точках S2 и S4 приложены силы инерции Fи2 и Fи4, направленные противоположно ускорениям центров масс as2 и as4, определяемые по формулам:
Fи2 =m2*as2, (17)
Fи4=m4*as4; (18)
Где m2 и m4 - массы звеньев 2 и 4 соответственно, кг
После подстановки числовых значений в формулы (17) и (18), имеем:
Fи2 = 7650*0,33= 2524,5 Н
Fи4= 7650*0,33= 2524,5Н
В точках S2, B, S4, D механизма действуют соответствующие силы тяжести G2, G3, G4, G5, направленные вертикально к основной оси механизма и определяемые по формулам:
G2=g*m2, G3=g*m3, G4=g*m4, G5=g*m5 (19)
Где g - ускорение свободного падения тела, м/с2. Принимаем g= 10 м/с2.
После подстановки числовых значений в формулы, имеем:
G2=10*0,33=3,3 H
G3=0,39*10= 3,9 H
G4= 10*0,33=3,3 H
G5=10*0,39=3,9 H
На звенья 2 и 4 действуют моменты от сил инерции Ми2 и Ми4, обусловленные движением этих звеньев с угловыми ускорениями ?2 и ?4. При этом моменты от сил инерции всегда направлены в противоположную сторону относительно направлений соответствующих угловых ускорений и по модулю равны:
Ми2= Js2*?2 (20)
Mи4=Js4*?4 (21)
Где Js2 и Js4 - моменты инерции звеньев 2 и 4 соответственно, кг/м2
После подстановки числовых значений в формулы (20-21), имеем:
Ми2=0,002*25947= 129,7 Нм
Ми4=0,002*25947=129,7 Нм
3.2 Определение уравновешивающих сил и момента
На втором этапе силового анализа определим уравновешивающие силы FурА и FурС, Н, которые приложены соответственно к точкам А и С перпендикулярно кривошипу 1 механизма в заданном положении. Сила FурА уравновешивает контур механизма ОАВ, а сила FурС уравновешивает контур механизма ОСD.
Для определения этих сил строим повёрнутый на 90° в сторону вращения кривошипа план скоростей и в соответствующих точках плана прикладываем действующие на механизм силы и моменты сил, определённые по величине и направлению на первом этапе силового анализа.
Для первого контура механизма ОАВ из точки в повернутого плана скоростей проводим в произвольном масштабе векторы, отображающие силы Fрл и Fи3, которые направлены в одну сторону параллельно горизонтальной оси. Также из точки в откладываем вектор силы тяжести ползуна G3, направленный вертикально горизонтальной оси. Из точки S2 откладываем вектор силы Fи2 параллельно ускорению аs2, но в обратном направлении, и вектор силы тяжести G2 вертикально вниз. К точке а прикладываем уравновешивающую силу FурА, которая перпендикулярна вектору ра и неизвестна по величине. Момент инерции Ми2, действующий на звено АВ, отображен на повернутом плане скоростей стрелкой в направлении обратном направлению углового ускорения ?2.
Чтобы определить уравновешивающую силу FурА, составим уравнение моментов сил относительно полюса р повернутого плана скоростей:
?Мр(Fi) = FурА*ра - (Fрл+ Fи3)*рв - Fи2*hfи2 - G2*hG2+Mи2/ µl=0 (22)
Где hfи2, hG2 - плечи соответствующих сил, которые определяются графически путем измерения перпендикуляров, восстановленных к направлениям действия этих сил;
µl - коэффициент, определяющий масштаб измерений с повернутого плана скоростей.
При составлении уравнения (22) учитывается, что момент, который направлен по часовой стрелке, имеет знак минус, а против часовой стрелки - знак плюс.
В уравнении момент от силы инерции Ми2 разделен на масштабный коэффициент µl, чтобы привести значение момента от истинной величины к общей размерности Н/мм в установленный масштаб плана. При этом масштабный коэффициент определяется по формуле:
µl= LAB/ab (23)
где LAВ - длина звена АВ, м
ab - длина отрезка, отображающего звено АВ на повернутом плане скоростей.
После подстановки численных значений в уравнение (23) имеем:
µl=0,17/41= 0,0042 м/мм
Из уравнения 22 определяем величину силы
FурА= ((Fрл+ Fи3)*рв+ Fи2*hfи2 + G2*hG2 - Mи2/ µ)/ра (24)
Подставляя числовые значения, получаем:
FурА=((7065+2779)*31+2525*13+3,3*25-129,7/0,0042)/50 = 6144 Н
Если величина уравновешивающей силы FурА имеет знак минус, то это означает, сто сила направлена в противоположную сторону от выбранного направления при составлении уравнения.
Для определения уравновешивающей силы FурС второго контура проводим аналогичные построения на повернутом плане скоростей, соответствующем второму контуру механизма. При этом учитываем, что в данном положении направление силы Fрп противоположно направлению силы Fи5.
После того как приложены все силы и моменты, действующие на второй контур механизма, составим уравнение моментов сил относительно полюса повернутого плана скоростей:
?Мр(Fi) = FурС*рс - (Fрп+ Fи5)*рd - Fи4*hfи4 - G4*hG4+Mи4/ µl=0 (25)
Из уравнения (25) определяем величину силы FурС:
FурС=((Fрп - Fи5)*рd+Fи4*hfи4 + G4*hG4-Mи4/ µl)/рс (26)
Подставляя числовые значения в уравнение, имеем:
FурС=(1865*31-2779*31+2525*13+3,3*25-129,7/0,0042)/50=-526 Н
Знак минус показывает, что сила должна быть направлена в противоположную сторону.
3.3 Определение реакций в кинематических парах механизма
На третьем этапе силового анализа находим неизвестные реакции в кинематических парах механизма. Для этого воспользуемся методом продольных реакций и построим в установленном масштабе замкнутый векторный контур сил или план сил для заданного положения механизма.
Определяем масштабный коэффициент , Н/мм, плана сил:
где любая из сил, действующих на механизм, имеющая наибольшее значение, Н;
длина вектора, отображающего силу на плане сил, мм.
Из всех сил, действующих на механизм, наибольшее значение имеет Fрл=7065 Н
Для удобства построений принимаем - 100 мм, а масштабный коэффициент равен:
µF=7065|100=70,65 Н/мм
Тогда длина вектора, отображающего силу Fрп равна:
fрл= Fрп / µF=1865/70,65=26,4 мм
Аналогично находим длины векторов для всех известных сил, действующих на механизм
fи3= fи5=Fи3/ µF=2779/70,65=39,3 мм
fи2= fи4=Fи2/ µF= 2525/70,65=35,7 мм
fурА=FурА/ µF= 6144/70,65= 86,9 мм
fурС=FурС/ µF=526/70,65=7,45 мм
fG2=FG2/ µF=3,3/70,65=0,05 мм
Последнее уравнение показывает, что силы тяжести звеньев настолько малы по сравнению с остальными силами, действующими на механизм, что их невозможно отобразить на плане в заданном масштабе и ими можно пренебречь.
Чтобы определить реакции в кинематических парах первого контура механизма, необходимо решить графически векторное уравнение
?F1+FурА + R1A+RB=0 (27)
Где ?Fi - сумма всех сил, действующих на контур;
FурА - сила, уравновешивающая контур;
R1А - реакция, действующая вдоль звена 1 (продольная реакция)
RB - реакция в шарнире В, перпендикулярная направляющей ползуна 3.
Величины указанных реакций неизвестны, но известны их направления. Для нахождения неизвестных реакций уравнения в установленном масштабе строим план сил для контура OAB механизма, который образует замкнутый векторный контур сил. При построении векторного контура сил необходимо соблюдать направление обхода и последовательность присоединения векторов. Следуя уравнению, сначала откладываются векторы сил, действующие на механизм, затем вектор уравновешивающей силы и замыкают векторный контур реакции. При этом необходимо стремиться к тому, чтобы при построении контура векторы сил не пересекались и не накладывались друг на друга.
Из выбранной произвольной точки q в качестве начала плана сил откладываем в ранее установленном направлении вектор fpл силы Fрл. От него откладываем вектор fи3 в направлении, также установленном ранее, а от него откладываем вектор fурА. Далее через конец вектора проводим линию, параллельную линии ра повернутого плана скоростей до пересечения с линией, проведенной из точки q параллельно линии рв повенутого плана скоростей. В точке пересечения этих линий образуется конец вектора r1A продольной реакции и начало вектора rB реакции в шарнире В. Для нахождения истинных значений реакций длины соответствующих векторов на плане сил умножаем на масштабный коэффициент плана сил:
R1A= r1A*µF=110*70,65=7771,5 H
RB= rB*µF=14*70,65=989H
Полная реакция в шарнире Aпредставляет собой векторную сумму продольной реакции R1A и уравновешивающей силы A контура OAB:
RA=R1A+FурА (28)
Для графического решения уравнения (28) проводим вектор rA, соединяя начало вектора A с концом вектора A.
Истинное значение реакции в шарнире A определяется умножением длины вектора rA на масштабный коэффициент плана сил:
RA= ra*µf, RA=32* 70,65=2260,8 H
Аналогично определяются реакции R1C, RD, RC для второго контура механизма. При этом план сил для второго контура строится в том же масштабе, а направления векторов сил соответствуют направлению сил, действующих на второй контур механизма. Установили, что реакции, возникающие в кинематических парах контура, имеют следующие значения:
R1C=r1C* µf = 13*70,65=918,45 H
RD=rD* µf= 13* 70,65= 918,45 H
RC=rC* µf=20*70,65= 1413 H
После того, как определены полные реакции в шарнирах А и С, определяется реакция стойки механизма в шарнире О, которая представляет собой векторную сумму реакций в шарнирах А и С:
R0=RA+RC (29)
Уравнение (29) также решается графически, путем построения векторного многоугольника. Для этого в произвольную точку р, выбранную в качестве полюса, переносится в том же масштабе вектор rA, от него откладывается вектор rC и замыкает многоугольник вектор r0, который соответствует полной реакции в шарнире О. Затем определяется истинное значение реакции в шарнире О:
R0=r0* µf= 52*70,65=3673,8 H
4. Синтез кулачкового механизма c плоским толкателем
4.1 Построение графиков движения плоского толкателя кулачкового механизма
Для построения графиков движения толкателя кулачкового механизма выполним следующее.
Переведём значения заданных фазовых углов в радианную меру, используя при этом формулу:
, (30)
где фазовый угол в градусной мере.
По формуле (30) угол подъёма равен:
п= 60* 3,14/180= 1,047 рад
угол верхнего выстоя равен:
вв= 0*3,14/180=0 рад
угол опускания равен:
о=60*3,14/180= 1,047 рад
Определяем величину рабочего угла , рад, по формуле:
(31)
После подстановки числовых значений в формулу (31) имеем:
р= 1,047+0+1,047= 2,094 рад
Принимаем отрезок , мм, изображающий рабочий угол по оси абсцисс, равным 120 мм. Тогда масштабный коэффициент , рад/мм, диаграмм ускорения, скорости и перемещения толкателя будет равен:
µ=р/хр=2,094/120=0,017 рад/мм
Далее определяем величины отрезков, изображающих соответствующие фазовые углы в установленном масштабе:
Хп=п/µ=1,047/0,017= 61,6 мм
Хвв=вв/µ= 0/0,017=0 мм
Х0=0/µ=1,047/0,017= 61,6 мм
Для построения диаграмм ускорения, скорости и перемещения толкателя в одном масштабе необходимо, чтобы соответствующие полюсные расстояния были равны между собой. Определяются полюсные расстояния по формуле:
С учётом масштабного коэффициента имеем:
На=Нv=Hs= 0,017= 58,8 мм
Библиографический список
кинематический толкатель рычажный
1. Теория механизмов и механика машин [Текст]: учебник для втузов / К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов [и др.]; под ред. К.В. Фролова. - 3-е изд., стер. - М.: Высшая школа, 2001. - 496 с.
2. Кузнецов, С.А. Теория механизмов и машин [Текст]: учеб. пособие / С.А. Кузнецов. - Шахты: Изд-во ЮРГУЭС, 2004. - 157 с.
3. Смелягин, А.И. Теория механизмов и машин: учеб. пособие / А.И. Смелягин; Новосибир. гос. ун-т. - М.: ИНФРА-М, 2003. - 263 с.: ил.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Структурный и кинематический анализ механизма инерционного конвейера. Определение скоростей, ускорений всех точек и звеньев механизма методом планов. Синтез рычажного механизма. Расчет реакций в кинематических парах и сил, действующих на звенья механизма.
курсовая работа [314,9 K], добавлен 04.04.2014Устройство плоского рычажного механизма, его кинематический анализ. Построение плана скоростей и ускорений. Силовой анализ механизма. Синтез кулачкового механизма, определение его основных размеров. Построение профиля кулачка методом обращенного движения.
курсовая работа [977,0 K], добавлен 11.10.2015Схема рычажного механизма. Классификация кинематических пар. Определение степени подвижности механизма. Синтез механизма. Силовой расчёт рычажного механизма. Определение силы полезного сопротивления. Определение сил инерции и моментов сил инерции звеньев.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 10.01.2009Синтез, структурный и кинематический анализ рычажного механизма. Построение планов положений механизма. Определение линейных скоростей характерных точек и угловых скоростей звеньев механизма методом планов. Синтез кулачкового и зубчатого механизмов.
курсовая работа [709,2 K], добавлен 02.06.2017Расчет внешних сил, реакций в кинематических парах, моментов инерции, построение планов скоростей и ускорений, действующих на каждое из звеньев плоского рычажного механизма. Оценка прочности звеньев механизма при помощи метода сечений, выбор материала.
курсовая работа [119,2 K], добавлен 29.08.2010Структурное и кинематическое исследование механизма: описание схемы; построение планов скоростей. Определение реакций в кинематических парах; силовой расчет ведущего звена методом Н.Е. Жуковского. Синтез зубчатого зацепления и кулачкового механизма.
курсовая работа [221,8 K], добавлен 09.05.2011Постановка задач проекта. Синтез кинематической схемы механизма. Синтез рычажного механизма. Синтез кулачкового механизма. Синтез зубчатого механизма. Кинематический анализ механизма. Динамический анализ механизма. Оптимизация параметров механизма.
курсовая работа [142,8 K], добавлен 01.09.2010Структурный и кинематический анализ главного механизма, построение плана положений механизма. Синтез кулачкового механизма, построение кинематических диаграмм, определение угла давления, кинематический и аналитический анализ сложного зубчатого механизма.
курсовая работа [168,5 K], добавлен 23.05.2010Синтез системы управления механизма машины-автомата по заданной тактограмме, схема управления на пневматических элементах, формулы включений. Синтез рычажного механизма по коэффициенту неравномерности движения, определение реакций в кинематических парах.
курсовая работа [204,6 K], добавлен 24.11.2010Структурный анализ рычажного механизма. Его кинематический анализ методом графического дифференцирования: определение скоростей звеньев, ускорений точек. Определение реакций в кинематических парах, и уравновешивающей силы методом Н.Е. Жуковского.
курсовая работа [42,4 K], добавлен 18.04.2015
