Зубодолбежный станок

выбор размеров звеньев.cdw

графоаналитический метод.frw

1лист.cdw

Сравнение аналитического расчёта
и геометрического для q=60град.
геометрический анализ
План скоростей и ускорений прототипа №1
План 12-ти положений механизма
Сравнение результатов по выбранным критериям:
Функции положения выходного звена:
Аналоги скоростей выходного звена:
Аналоги ускорений выходного звена:

1прототип 12 положений.frw

доп.doc

Схема механизма (q=-2034º) в крайнем положении:
Геометрический метод
Выводы: Графоаналитический метод кинематического анализа соответствует аналитическому методу кинематического анализа т.к. выполнялся с помощью ЭВМ благодаря чему погрешность результата расчётов минимальна
СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
1. Задачи силового расчета механизмов
Задачей силового расчета механизма является определение реакций в кинематических парах и движущего момента Q с учетом сил инерции подвижных звеньев.
2. Определение рабочей нагрузки сил тяжести сил инерции
Графики зависимости действия рабочей нагрузки от угла поворота кривошипа:
Массы звеньев совершающих вращательные движения определим по зависимости: где длина звена; кгм - погонная масса.
кг; (т.к. стоит противовес центр масс сосредоточен на уровне шарнира (.)О длинна звена 21)
Осевые моменты инерции вращающихся звеньев определяем по формулам:
Силы тяжести звеньев определим по формуле:
Определение аналогов скоростей центров масс:
Определение аналогов ускорений центров масс:
Определение сил инерции и моментов сил инерции:
3. Составление уравнений кинетостатики
Рассмотрим группу ВПВ:
4. Решение уравнений кинетостатики
5. Определение движущего момента с помощью общего уравнения динамики (проверочный расчет)
В курсовом проекте предлагается использовать электрический двигатель постоянного тока независимого возбуждения. Такой двигатель имеет линейную статическую характеристику что упрощает расчет установившегося режима и режима разбега.
Двигатель выбирают по необходимой (эквивалентной) мощности т.е. такой мощности которая требуется для того чтобы механизм испытывающий воздействие заданных сил совершал требуемые движения.
Выбор двигателя производим по среднеквадратичному значению момента .
С помощью ЭВМ в результате силового расчета находим значение эквивалентной мощности. В нашем случае
Этой мощности соответствует двигатель: 2ПН112М
Паспортные данные этого двигателя:
Электрический постоянного тока независимого возбуждения
Номинальный ток Iн А
Номинальное напряжение Uн В
Момент инерции ротора Jр кгм2
Найдем номинальный момент на двигателе:
Теперь необходимо проверить условие:
Условие выполняется а значит двигатель 2ПН112М нам подходит.
Определение параметров двигателя:
а) Число оборотов в минуту на холостом ходу:
б) Электромагнитная постоянная времени:
в) Крутизна статической характеристики двигателя:
7. Проектирование передаточного механизма
Определение передаточного числа редуктора:
Кинематическая схема редуктора:
Передаточное отношение такого типа редукторов равно:
Где - число зубьев соответствующего звена.
Подберем число зубьев:
Рекомендуемый редуктор:
Редукторы цилиндрические двухступенчатые 1Ц2У 100;
Типоразмер: 1Ц2У 100;
Габаритные размеры (мм): 390х155х230;
Диапазон передаточных отношений:8 10 12.5 16 20 25 31.5 40
Ном.крутящий-момент(min max) H· м: 315
8. Оценка внешней виброактивности исполнительного механизма
Внешней виброактивностью называется способность механизма вызывать колебания фундамента. Причина внешней виброактивности – перемещение внешней реакции.
Т.к. главный вектор сил инерции есть мера внешней виброактивности то для ее уменьшения необходимо уравновесить главный вектор сил инерции.
Уравновновешивание можно произвести двумя способами:
Установка противовесов на звенья.
Этот способ позволяет полностью уравновесить главный вектор сил инерции но как следствие установки противовеса подвижные звенья механизма нагружены значительными массами.
Установка вращающихся противовесов.
Этот способ наиболее часто используется. В результате использования этого способа уравнивается одна гармоника главного вектора сил инерции.
Главным достоинством данного способа является то что массы звеньев механизма нагружены не сильно. Но в то же время изменение главного вектора сил инерции может быть не эффективным. Мы воспользуемся вторым методом.
Разложим в ряд Фурье:
Годограф главного вектора сил инерции:
Определим коэффициенты ряда Фурье:
По полученным коэффициентам определим опасную гармонику для этого построим годографы первых пяти гармоник и сравним их:

3лист.cdw

График переменной части приведённого момента инерции:
График приведённого момента сил сопративления:
динамическая модель машины:

пояснилкО.doc

1. Постановка задачи .
2. Техническое задание .
3. Описание работы машины
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
1. Прототипы исполнительного механизма
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ . .
1. Задачи структурного анализа механизмов .
2. Структурный граф механизма .
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
1. Задачи геометрического анализа механизмов
2. Составление уравнений геометрического анализа
3. Решение уравнений геометрического анализа
4. Исследование функций положения .
5. Сравнительный анализ механизмов по критериям качества
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА .
1. Задачи кинематического анализа механизмов
2. Аналитический метод кинематического анализа ..
3. Графоаналитический метод кинематического анализа .
4. Сравнение результатов расчета
СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
1. Задачи силового расчета механизмов .
2. Определение рабочей нагрузки сил тяжести сил инерции.
3. Составление уравнений кинетостатики ..
4. Решение уравнений кинетостатики .
5. Определение движущего момента с помощью общего уравнения динамики (проверочный расчет) .
7. Проектирование передаточного механизма
8. Оценка внешней виброактивности исполнительного механизма ..
9. Уравновешивание сил инерции
ДИНАМИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МАШИННОГО АГРЕГАТА
1. Задачи динамического анализа машины
2. Построение динамической и математической модели машины .
3. Решение уравнений движения машины
4. Определение динамических нагрузок машины
5. Улучшение показателей качества машины ..
1. Постановка задачи
В данном курсовом проекте необходимо выбрать и обосновать кинематическую схему зубодолбёжного станка предназначенного для нарезания цилиндрических зубчатых колёс работает по методу обкатки воспроизводя зацепление двух колёс одно из которых является инструментом.
Курсовой проект включает в себя следующие этапы:
Выбор прототипов исполнительного механизма;
Структурный анализ выбранных прототипов;
Геометрический анализ выбранных прототипов;
Кинематическое исследование выбранных прототипов;
Сравнение механизмов по выбранным критериям и выбор одного механизма для дальнейших исследований;
Силовое исследование выбранного механизма;
Динамическое исследование выбранного механизма.
Выбрать двигатель и спроектировать передаточный механизм
Произвести динамический анализ машинного агрегата
Улучшить показатели качества машины
2. Техническое задание
длина зуба нарезаемого колеса H
Коэффициент изменения средней скорости выходного звена (коэффициент производительности) Kv
Число оборотов вращения кривошипа n1
максимальная сила резанья Pc
Массы звеньев mi=γ*li где погонная масса γ=10 кгм
Коэффициент неравномерности вращения =0.04
Радиус долбяка равен длине кривошипа
Сила резанья в зависимости от хода долбяка задана графиком:
3. Описание работы машины
Зубодолбёжный станок представляет собой устройство для осуществления движения инструмента (долбяка или резцовой головки) и заготовки необходимых для формообразования зубьев на заготовке. Механизм с прямолинейным возвратно-поступательным перемещением рабочего звена.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
Целью кинематического синтеза рычажного механизма является определение постоянных параметров кинематической схемы (длин звеньев и т.п.) исходя из условий синтеза. Среди условий синтеза можно выделить основное и дополнительные условия. Основное условие синтеза состоит в том что механизм должен с заданной степенью точности воспроизводить программное движение выходного звена. К дополнительным условиям синтеза относятся всевозможные конструктивные компоновочные кинематические и динамические ограничения выражающиеся обычно неравенствами.
Среди дополнительных условий имеются обязательные требования:
а) должно быть обеспечено существование всех структурных групп механизма при определенной сборке в виде замкнутой кинематической цепи; условия существования групп выражаются соответствующими неравенствами отображающими следующие ограничения - подкоренные выражения должны быть неотрицательными синусы и косинусы определяемых углов по модулю не должны превышать единицу;
б) механизм должен существовать в виде замкнутой кинематической цепи при непрерывном вращении входного звена от 0 до 2 т.е. входное звено должно быть кривошипом.
Среди других дополнительных условий выделяют желательные условия:
а) значения постоянных параметров кинематической схемы должны быть ограничены заданными пределами;
б) должны быть обеспечены благоприятные условия передачи движения и сил.
1. Прототипы исполнительного механизма
Для того чтобы спроектировать исполнительный механизм необходимо выбрать прототипы будущего зубодолбёжного станка а затем произвести их синтез по выбранным критериям качества с целью получения механизмов соответствующих техническому заданию.
В качестве прототипов зубодолбёжного станка были выбраны следующие два механизма.
Параметры механизма как известно делятся на постоянные (длины звеньев углы наклона направляющих координаты неподвижных шарниров) и переменные (входные и групповые координаты). В ходе синтеза определяются постоянные параметры которые бывают назначаемыми свободными и вычисляемыми. Назначаемые параметры заранее задаются конструктором. К свободным относят параметры механизма которые могут быть назначены произвольно но в известных пределах определяемых дополнительными условиями синтеза. К вычисляемым относят те параметры которые определяют из геометрических уравнений.
Параметры механизмов рассматриваемых в курсовом проекте
переменные параметры
постоянные параметры
Изобразим однокривошипный четырехзвенник в двух крайних положениях.
Тогда [OC]=025; YC=-025
Чтобы обеспечить заданный ход поршня X3D=005
Длинна DE=02; YE=-038
Предварительные размеры получим графическим способом. Изобразим механизм в крайних положениях:
Тогда [OC]=03; YC=03
Чтобы обеспечить заданный ход поршня X3D=0042
Длинна DE=02; XE=005
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
Структурный анализ механизма называется разделение механизма на отдельные структурные группы. Благодаря чему упрощается геометрическое кинематическое и динамическое исследование механизма.
1. Задачи структурного анализа механизмов
Целью структурного анализа механизма является определение количества звеньев и кинематических пар классификация последних определение подвижности пар и степени подвижности механизма а также выделение в нем структурных групп – кинематических цепей у которых число входов совпадает с числом степеней подвижности.
2. Структурный граф механизма
Структурная схема механизма:
Первая цифра-число звеньев вторая цифра-число степеней подвижности
Число подвижных звеньев механизма
Количество кинематических пар механизма P=7.
Суммарное число подвижностей всех кинематических пар S=7.
Число независимых контуров графа
Степень подвижности механизма
W=S-3K=7-6=1. Механизм нормальный т.к. n=W.
Вход один q. Число входов совпадает с числом степеней подвижности.
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
1. Задачи геометрического анализа механизмов
Целью геометрического анализа является определение функций положения механизма т. е. зависимостей выходных параметров (координат некоторых точек углов поворота звеньев) от входных обобщенных координат механизма. Определение этих зависимостей составляет прямую задачу геометрического анализа. Обратная задача: определение значения входных параметров по заданным выходным.
По результатам геометрического анализа необходимо построить графики функций положения прототипов и сравнительный анализ механизмов по критериям качества.
2. Составление уравнений геометрического анализа
Составим уравнения геометрического анализа (групповые уравнения) связывающие входные и выходные (групповые) координаты структурных групп:
ая группа (кривошип): (1)
ая группа (ВПВ): (2)
ая группа (ВВП): (3)
Расчет произведем для :
cosφ23=(xA2+(yc-yA)2-l2-l3)2l2l3=-0.77985
φ2=φ3+φ23=124º+39º=514
где соsφ4=(xE-xD)l4=(0.05-0.04)0.2
4. Исследование функций положения
Зависимости положения выходной координаты (долбяка) от входной координаты q для двух прототипов.
положений 1 прототипа
положений 2 прототипа
В результате геометрического анализа были определены координаты всех точек механизмов углы наклона звеньев исследованы функции положения механизмов а также были построены графики ФП. Составим таблицу сравнения прототипов.
Обобщенные критерии качества передачи движения:
Коэффициент передачи внешних сил
что удовлетворяет условию:
К1 [К1] где [К1]=15 .30
Коэффициент передачи внутренних сил
(где αmax=φ4max) что удовлетворяет условию:
К2 [К2] где [К2]=15 20
В результате сравнения прототипов по выбранным критериям и по габаритам можно сделать выводы о том какой из прототипов нам больше подходит. Выбираем прототип №1 т.к. у него по сравнению с прототипом №2 меньше размеры и меньше вес установки при равных коэффициентах производительности KV.
Все дальнейшие расчёты и выбор двигателя будут проводиться для прототипа №1:
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА
1. Задачи кинематического анализа механизмов
Задачей кинематического анализа является определение скоростей и ускорений звеньев и точек механизма. Прямая задача кинематического анализа заключается в определении первых и вторых производных по времени от функций положения при заданных законах изменения обобщенных координат и их производных. Обратная задача кинематического анализа связана с определением обобщенных скоростей и обобщенных ускорений по известным значениям выходных координат и их производных. Задача определения скоростей и ускорений точек звеньев сводится к определению первых и вторых частных производных по обобщенным координатам. Эти производные зависящие только от геометрических параметров механизма называются соответственно первыми и вторыми геометрическими передаточными функциями механизма (аналогами скоростей и ускорений).
2. Аналитический метод кинематического анализа
Определим первые производные(скорости) групповых координат механизма:
Дифференцируем (2) по q:
Дифференцируем (3) по q:
Определим вторые производные(ускорения) групповых координат механизма:
Дифференцируем (4) по q:
Дифференцируем (5) по q:
Дифференцируем (6) по q:
Дифференцируем (7) по q:
3. Графоаналитический метод кинематического анализа
=n1×2×60=160×2×31460=1674666667 1c
Схема механизма (q=60 º):
VD=3×lCD=02733×005=0013665 mc
ускорение точки D ():
4. Сравнение результатов расчета
Геометрический метод
Схема механизма (q=-2034 º) в крайнем положении:
Выводы: Графоаналитический метод кинематического анализа соответствует аналитическому методу кинематического анализа т.к. выполнялся с помощью ЭВМ благодаря чему погрешность результата расчётов минимальна
СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
1. Задачи силового расчета механизмов
Задачей силового расчета механизма является определение реакций в кинематических парах и движущего момента Q с учетом сил инерции подвижных звеньев.
2. Определение рабочей нагрузки сил тяжести сил инерции
Графики зависимости действия рабочей нагрузки от угла поворота кривошипа:
Массы звеньев совершающих вращательные движения определим по зависимости: где длина звена; кгм - погонная масса.
кг; (т.к. стоит противовес центр масс сосредоточен на уровне шарнира (.)О длинна звена 21)
Осевые моменты инерции вращающихся звеньев определяем по формулам:
Силы тяжести звеньев определим по формуле:
Определение аналогов скоростей центров масс:
Определение аналогов ускорений центров масс:
Определение сил инерции и моментов сил инерции:
3. Составление уравнений кинетостатики
Рассмотрим группу ВПВ:
4. Решение уравнений кинетостатики
5. Определение движущего момента с помощью общего уравнения динамики (проверочный расчет)
В курсовом проекте предлагается использовать электрический двигатель постоянного тока независимого возбуждения. Такой двигатель имеет линейную статическую характеристику что упрощает расчет установившегося режима и режима разбега.
Двигатель выбирают по необходимой (эквивалентной) мощности т.е. такой мощности которая требуется для того чтобы механизм испытывающий воздействие заданных сил совершал требуемые движения.
Выбор двигателя производим по среднеквадратичному значению момента .
С помощью ЭВМ в результате силового расчета находим значение эквивалентной мощности. В нашем случае
Этой мощности соответствует двигатель: 2ПН112М
Паспортные данные этого двигателя:
Электрический постоянного тока независимого возбуждения
Номинальный ток Iн А
Номинальное напряжение Uн В
Момент инерции ротора Jр кгм2
Найдем номинальный момент на двигателе:
Теперь необходимо проверить условие:
Условие выполняется а значит двигатель 2ПН112М нам подходит.
Определение параметров двигателя:
а) Число оборотов в минуту на холостом ходу:
б) Электромагнитная постоянная времени:
в) Крутизна статической характеристики двигателя:
7. Проектирование передаточного механизма
Определение передаточного числа редуктора:
Кинематическая схема редуктора:
Передаточное отношение такого типа редукторов равно:
Где - число зубьев соответствующего звена.
Подберем число зубьев:
Рекомендуемый редуктор:
Редукторы цилиндрические двухступенчатые 1Ц2У 100;
Типоразмер: 1Ц2У 100;
Габаритные размеры (мм): 390х155х230;
Диапазон передаточных отношений:8 10 12.5 16 20 25 31.5 40
Ном.крутящий-момент(min max) H· м: 315
8. Оценка внешней виброактивности исполнительного механизма
Внешней виброактивностью называется способность механизма вызывать колебания фундамента. Причина внешней виброактивности – перемещение внешней реакции.
Т.к. главный вектор сил инерции есть мера внешней виброактивности то для ее уменьшения необходимо уравновесить главный вектор сил инерции.
Уравновновешивание можно произвести двумя способами:
Установка противовесов на звенья.
Этот способ позволяет полностью уравновесить главный вектор сил инерции но как следствие установки противовеса подвижные звенья механизма нагружены значительными массами.
Установка вращающихся противовесов.
Этот способ наиболее часто используется. В результате использования этого способа уравнивается одна гармоника главного вектора сил инерции.
Главным достоинством данного способа является то что массы звеньев механизма нагружены не сильно. Но в то же время изменение главного вектора сил инерции может быть не эффективным. Мы воспользуемся вторым методом.
Разложим в ряд Фурье:
Годограф главного вектора сил инерции:
Определим коэффициенты ряда Фурье:
По полученным коэффициентам определим опасную гармонику для этого построим годографы первых пяти гармоник и сравним их:
Опасной является первая гармоника!
9. Уравновешивание сил инерции
Разложим на две круговые гармоники:
Определив значения найдем:
Модули круговых гармоник:
Массы противовесов:
В результате установки противовеса годограф главного вектора сил инерции изменился. Для сравнения с первоначальным годографом (до уравновешивания) изобразим годографы на одном графике:
Оценим целесообразность установки противовесов:
До установки противовесов
После установки противовесов
Т.е. делаем вывод о том что для данного механизма нецелесообразно устанавливать противовесы хотя и масса установки увеличится несущественно тем не менее вибрации не устраняются годограф главного вектора сил инерции уменьшился менее чем в два раза всего на 28% уменьшился по X и даже увеличился на 56% по У.
Выбрали двигатель 2ПН112М;
Редуктор цилиндрический двухступенчатый 1Ц2У 100;
Вращающиеся противовесы не устанавливаем.
ДИНАМИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МАШИННОГО АГРЕГАТА
1. Задачи динамического анализа машины
Задачей динамического исследования машины является определение
закона движения главного вала машины (вал кривошипа)
динамической нагрузки на передаточном механизме
по результатам анализа выполнить улучшение динамических показателей качества машины.
2. Построение динамической и математической модели машины
динамическая модель машины:
математическая модель машины:
уравнение механической системы машины рассматриваемой как механизм с жесткими звеньями обладающими одной степенью свободы (подвижности).
q - обобщенная координата в качестве которой выбран угол поворота входного звена исполнительного механизма
- приведенный момент инерции
- приведенный момент сил сопротивления
приведенная динамическая характеристика двигателя:
- постоянная времени двигателя
- крутизна статической характеристики двигателя
Приведенный момент инерции:
- моменты инерции противовесов;
Полученная функция раскладывается в ряд Фурье с точностью до пяти гармоник:
График переменной части приведенного момента инерции и :
Приведенный момент сил сопротивления:
определяется как коэффициент при вариации обобщенной координаты в выражении для возможной работы активных сил сопротивления:
Функция раскладывается в ряд Фурье с точностью до пяти гармоник:
График приведенного момента сил сопротивления и :
3. Решение уравнений движения машины
В нулевом приближении т.е. при получаем систему уравнений
Решение этой системы уравнений будем искать в виде
После подстановки получим
Поскольку а то определим среднюю угловую скорость входного звена и средний движущий момент:
При получим систему уравнений:
Выражение стоящее в правой части первого уравнения характеризует возмущение вызывающее отклонение закона движения входного звена от программного вращения. Возмущающий момент:
Этот момент характеризует внутреннюю виброактивность исполнительного механизма.
Решение системы уравнений в первом приближении разыскиваем в виде:
Здесь - отклонение закона движения входного звена от программного движения называемое динамической ошибкой по углу; - отклонение движущего момента от среднего значения. Подставив эти решения в систему уравнений получим:
Разложим возмущающий момент на программном движении в ряд Фурье с точностью до пяти гармоник:
График возмущающего момента и момента :
Далее найдем динамическую ошибку по углу с точностью до пяти гармоник:
И динамическую ошибку по скорости:
4. Определение динамических нагрузок машины
Важной динамической характеристикой установившегося движения являются динамические нагрузки в передаточном механизме. Их можно определить из уравнения вращательного движения ротора двигателя:
Крутящий момент в приводе с точностью до пяти гармоник:
Основное требование конструирования: знакопостоянство крутящего момента обеспечивающее отсутствие перекладки зазоров в зубчатых передачах редуктора. Нарушение условия ведет к быстрому износу передач. 6.5. Улучшение показателей качества машины
Двигательный резонанс
Неравномерность вращения
Перекладка зазоров в приводе
Момент инерции маховика на валу двигателя Jдм кгм2
Момент инерции маховика на валу кривошипа Jкм кгм2
Цель курсового проекта – разработка зубодолбёжного станка. После геометрического и кинематического анализа двух прототипов станка был выбран один поскольку второй не удовлетворял заданным критериям. Далее был проведен силовой расчет выбранного механизма с последующим определением всех реакций сил и моментов действующих в машине а также подобран двигатель 2ПН112М и редуктор проведены оценки внешней и внутренней виброактивности агрегата.
Улучшен двигатель достигнуто знакопостоянство движущего момента.
Теория механизмов и машин М.З.Коловский А.Н.Евграфов А.В.Слоущ Ю.А.Семенов. – М.: Академия 2006 – 560 с.
Евграфов А.Н. Расчет и проектирование механизмов и машин с помощью ЭВМ: Учеб. пособие СПб.: СПбГТУ 1992. - 80 с.
Кожевников С.Н. Есипенко Я.И. Раскин Я.М. Механизмы. – М.: Машиностроение 1965. -1060 с.
Крайнев А.Ф. Механика. Фундаментальный словарь. – М.: Машиностроение 2000. - 904 с.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин: Метод. указания Сост. Евграфов А.Н Лебедев В.И. Семенов Ю.А. Семенова Н.С. Слоущ А.В. Терешин В.А. ЛПИ Л. 1988.- 60 с.
Механика машин: Учеб. пособие для втузов Вульфсон И.И. Коловский М.З. Семенов Ю.А. Слоущ А.В. и др.; под ред. Смирнова Г.А. М.: Высш. шк. 1996. - 511 с.
Пейсах Э.Е. Нестеров В.А. Система проектирования плоских рычажных механизмов. М.: Машиностроение 1988. - 232 с.

кинетостатика.frw

разработка 2 прототипа.frw

1 прототип параметризован.cdw

1-2 прототип 12 положений и параметризованный 2.frw

1 прототип в размерах фрагмент.frw

2прототип в размерах фрагмент.frw

22лист.cdw

Зависимость рабочей нагрузки
от угла поворота кривошипа:
Зависимость движущего момента
Годограф главного вектора сил инерции
до и после уравновешивания:
Выбрали двигатель 2ПН112М;
Редуктор цилиндрический двухступенчатый 1Ц2У 100;
Вращающиеся противовесы не устанавливаем.
Габаритные размеры (мм): 390х155х230;
Передаточное отношение: 10
Редуктор цилиндрический
двухступенчатый 1Ц2У 100:
Кинетостатический расчёт механизма:
Схема приложения сил группы ВПВ:
Схема приложения сил группы ВВП:
Схема приложения сил к кривошипу:
План сил группы ВПВ:
План сил группы ВВП:
Годографы первых пяти гармоник:
Целесообразность установки противовесов:

2лист.cdw

Зависимость величины рабочей нагрузки
от угла поворота кривошипа:
Зависимость движущего момента
Годограф главного вектора сил инерции
до и после уравновешивания:
Выбрали двигатель 2ПН112М;
Редуктор цилиндрический двухступенчатый 1Ц2У 100;
Вращающиеся противовесы не устанавливаем.
Габаритные размеры (мм): 390х155х230;
Передаточное отношение: 10
Редуктор цилиндрический
двухступенчатый 1Ц2У 100:
Кинетостатический расчёт механизма:
Схема приложения сил группы ВПВ:
Схема приложения сил группы ВВП:
Схема приложения сил к кривошипу:
План сил группы ВПВ:
План сил группы ВВП:
Годографы первых пяти гармоник:
Целесообразность установки противовесов: