Механизмы долбежного станка с качающейся кулисой

отчет_379169.pdf

Кинематический анализ механизма
1. Структурный анализ рычажного механизма
2. Построение планов положений
3. Построение планов скоростей
4. Построение планов ускорений
1. Определение сил инерции и моментов сил инерции звеньев
2. Кинетостатический силовой анализ механизма
3. Определение уравновешивающей силы по методу
Синтез зубчатого механизма
1. Расчет и проектирование планетарного редуктора
2. Расчет параметров зубчатого зацепления
3. Синтез планетарной зубчатой передачи
4. Определение передаточного отношения планетарной передачи
графическим методом
Синтез кулачкового механизма
1. Построение графиков аналогов скоростей ускорений и пути
2. Определение основных размеров кулачкового механизма
3. Построение профиля кулачка
Список использованных источников
Кинематический анализ механизма
1. Структурный анализ рычажного механизма
Задачами структурного анализа являются: определение степени
подвижности механизма выявление и устранение избыточных связей и
лишних степеней свободы определение класса и строения механизма.
Структурная схема рычажного механизма (при входном звене 1)
представлена на рисунке 1.1. Звенья механизма: 1 - кривошип (коленвал) 2 и
- шатуны 3 и 5 - ползуны (поршни) 0 - стойка.
Число подвижных звеньев n=5. Кинематические пары: О (между 0
и 1) - вращательная низшая 5-го класса; А(12) А(14) B(23) D(45) - также
вращательные низшие 5-го класса; В’(30) D’ (50) - поступательные низшие
-го класса (рисунок 2.1).
Рисунок 1.1 - Структурная схема механизма
Число низших кинематических пар 5-ого класса P5 = PH =7. Число
высших кинематических пар 4-го класса P4 = PB =0.
Так как механизм плоский то W по формуле Чебышева:
W 3n 2p5 p4 3 5 2 7 0 1
W=1 означает что положение звеньев механизма определяется заданием
одной обобщнной координаты φ1 в виде угла поворота кривошипа.
Разложение механизма на структурные группы показано на
рисунке 2.2. В составе механизма имеются 2 структурные группы 2-го класса
(группа (23) и группа (45)) и простейший механизм 1-го класса (01) из
стойки 0 и входного звена 1.
Класс всего механизма 2-ой. Формула строения механизма:
II (23)←I (01)II (45)
2. Построение планов положений
Для построения планов выберем масштабный коэффициент длины м
Тогда чертежные размеры рычажного механизма будут равны:
Последовательность построения - по формуле строения механизма.
Сначала показываются неподвижные элементы стойки: центр O кривошипа
ось X и Y поршней B и С. Из центра O проводится окружность радиусом OA.
Строится крайнее 1-е положение механизма для чего радиусом AВ из
точки A делаются засечки и получаются точки В. Далее строят 12 положений
механизма. Окружность делят на 12 равных частей и точки A нумеруются в
сторону вращения кривошипа. Из каждой точки A делаются засечки в
направлении хода поршня В радиусом AВ и поршня С радиусом АС. В
результате получают точки С поршня 5 и точки В поршня 3. На шатуне AB
откладываются отрезки длиной AS2 а на шатуне АС – отрезки СS4 и через
точки S2 и S4 проводят траекторию центра масс шатунов.
3. Построение планов скоростей
Определение скоростей точек звеньев механизма указанных на
кинематической схеме производим методом планов в последовательности
определнной строением механизма. Вначале определим линейную скорость
где - угловая скорость кривошипа ОА радс;
lOA - длина кривошипа ОА м.
Подставим значения из задания:
VA 1325 0087 1153 мс
Скорость точки А будет одинаковой для всех положений механизма и
может быть изображена на плане скоростей вектором pa модуль которого
где V - масштабный коэффициент скорости
Скорость точки А перпендикулярна прямой ОА VA OA .
Определим скорость точки В принадлежащей группе Ассура (2 3).
Рассмотрим движение точки В по отношению к точке А а затем по
отношению к точке В0 (принадлежащей неподвижному звену). Запишем
векторные уравнения которые решаются графически:
Согласно первому уравнению через точку а на плане скоростей
проводим прямую перпендикулярную ВА а согласно второму – через точку
p (т.к. VВo = 0) проводим прямую параллельную линии движения ползуна 3.
Пересечение этих прямых определяет положение точки b
изображающей конец векторов VВ и VВА. Из плана скоростей имеем:
VВ VВВ0 pb 566 02 1132 мс
VВA ba 296 02 592 мс
Скорость точки S2 определяем по теории подобия:
VS2 ps2 556 02 1112 мс.
Скорости точек точек принадлежащих группе Ассура (2 3)
Переходим к построению плана скоростей для группы (4 5).
Рассмотрим движение точки D относительно точки А а затем по отношению
к точке D0 принадлежащей неподвижной направляющей. Запишем два
векторных уравнения которые решим графически:
Согласно первому уравнению через точку а плана скоростей
проводим прямую перпендикулярную к АD а для решения второго
уравнения необходимо через полюс р провести прямую параллельную линии
движении ползуна 5. На пересечении этих линий будет находиться точка D.
Величины скоростей определим умножая длины векторов на v
VD VDD0 pd 223 02 446 мс
VDА dа 504 02 1008 мс
Скорость точки S4 определяем по теории подобия:
VS4 ps4 425 02 85 мс.
Определим угловые скорости звеньев из уравнений:
Направление угловых скоростей звеньев АВ и АD указываем на
4. Построение планов ускорений
Последовательность построения плана ускорений также определяется
строением механизма. Вначале найдм ускорение точки А . При 1 = const
начального звена точка А имеет только нормальное ускорение:
lOA 1325 0087 15274 мс
Ускорение точки А будет одинаковой для всех положений механизма
и может быть изображена на плане скоростей вектором a модуль
которого будет равен:
где а - масштабный коэффициент ускорения
Вектор а и есть план ускорений начального звена ОА.
Строим план ускорений группы (2 3).
Рассмотрим движение точки В относительно А и точки В относительно
Ускорение точки В определяется графическим решением следующих
где аВАn - нормальное ускорение точки В по отношению к точке А;
аВА - тангенциальное ускорение точки В по отношению к точке А;
аВo - ускорение точки В0 направляющей
аВВoотн - ускорение точки В ползуна относительно точки В0 направляющей.
В первом уравнении нормальное
ускорение направлено по
шатуну АВ (от точки В к А). Величина ускорения:
a nBA 22 lAB 17672 0335 1046 мс2
определяется из построения плана ускорений.
Ускорение а В0 0 а относительное ускорение а отн
относительно точки В0 направляющей определяется построением плана
В соответствии с первым уравнением на плане ускорений через точку а
проводим прямую параллельную звену АВ и откладываем на ней в
направлении от точки В к точке А вектор аn1 представляющий в масштабе
Через точку n1 проводим прямую в направлении
тангенциального ускорения а BA перпендикулярно звену АВ.
В соответствии со вторым уравнением через полюс и совпадающую с
ним точку В0 проводим прямую в направлении ускорения а отн
линии движения ползуна 3. Точка пересечения этих прямых дает точку b
определяющую конец вектора абсолютного ускорения точки B.
a В b a 283 20 566 мс2
Величина тангенциального ускорения:
a ВA n1b a 667 20 1334 мс2
Ускорение центра масс S2 звена AB определяется из пропорции:
а S2 s2 а 56 20 1120 мс2.
Строим план ускорений группы (45).
Рассмотрим движение точки D относительно
Ускорение точки D определяется графическим решением следующих
Нормальное ускорение а nDA направлено по шатуну АD (от точки D к
А). Величина ускорения:
a nDA 24 lAD 30092 0335 30331мс2
Ускорение а D0 0 а относительное ускорение
ползуна относительно точки D0 направляющей определяется построением
проводим прямую параллельную звену АD и откладываем на ней в
направлении от точки D к точке А вектор аn2 представляющий в масштабе
Через точку n2 проводим прямую в направлении
тангенциального ускорения а DA перпендикулярно звену АD.
ним точку D0 проводим прямую в направлении ускорения а отн
линии действия ползуна 5. Точка пересечения этих прямых дает точку d
определяющую конец вектора абсолютного ускорения точки D.
a D d a 558 20 1116 мс2
a DА n 2d a 365 20 730 мс2
Ускорение центра масс S4 звена AD определяется из пропорции:
а S4 s4 а 676 20 1352 мс2.
Определим величины угловых ускорений звеньев:
Направление угловых ускорений звеньев АВ и АD указываем на
Выполняем построение планов механизма и кинематическую схему в
масштабе l = 0002 ммм и индикаторную диаграмму двигателя.
По индикаторной диаграмме определяется удельное давление на
поршень в каждом положении механизма.
Масштаб индикаторной диаграммы по оси Р:
где Р’mах - максимальное удельное давление на поршень МПа;
h - принятая высота диаграммы мм.
Сила давления газа на поршень:
где Р’ - удельное давление газа на поршень Па (1 Па=1 Нм);
d - диаметр поршня м.
Найдм значения сил для расчтного положения.
Вычислим силы давления газа на поршень. Удельное давление газа на
поршень определяется по формуле:
Р'В Y3 P 132 01 132 МПа
Р'D Y5 P 01 01 001 МПа
1. Определение сил инерции и моментов сил инерции звеньев
Определим силы тяжести приложенные к центрам массы звеньев.
где G – сила тяжести звена Н;
g - ускорение свободного падения мс2 (g 10 мс2)
Найдм значения сил тяжести для каждого звена:
Главные векторы сил инерции равны:
так как a S1 0 (центр масс S1 находится на оси вращения и является
FИ2 m 2 a S2 32 1120 3584 Н
FИ3 m3 a В 33 566 18678 Н
FИ4 m 4 a S4 32 1352 43264 Н
FИ5 m5 a D 33 1116 36828 Н
Силы инерции приложены в централ масс и направлены противоположно ускорениям центров масс звеньев.
IS2 017 m2 l2AB 017 32 03352 00611 кг м 2
IS4 017 m4 l2AD 017 32 03352 00611 кг м 2
Главные моменты сил инерции:
М И2 IS2 2 00611 39821 2433 Н м
М И4 IS4 4 00611 21791 1331 Н м
2. Кинетостатический силовой анализ механизма
Силовой анализ выполняем в порядке обратном присоединению
структурных групп. Поэтому отделяем от механизма статически
определимую структурную группу (45). В точке А вращательной пары
прикладываем неизвестную по направлению реакцию R 41 на звено 4 со
стороны звена 1 которую раскладываем на составляющие - R 41
направленную вдоль звена АD и R 41 - направленную перпендикулярно АD.
Реакция на звено 5 со стороны стойки приложена в точке D (так как все силы
действующие на точку 5 проходят через эту точку) и направлена
перпендикулярно направляющим ползуна.
Составляющую R 41 находим из уравнения моментов всех сил
действующих на звено 4 относительно точки D:
G 4 h 2 FИ4 h 3 И4 32 88 43264 28
Здесь плечи сил h1 h2 h3 берутся непосредственно из чертежа
измерением в миллиметрах.
Составляющую R 41 полную реакцию R 41 и реакцию R 50 находим
путем построения плана сил согласно уравнению равновесия группы
которое записываем в соответствии с принципом Даламбера:
R 41 R 41 FИ4 G 4 FИ5 G5 P5 R 50 0
Принимаем масштабный коэффициент сил F 50
отрезки изображающие все известные силы:
В соответствии с векторным уравнением
откладываем отрезки [1 - 2] [2 - 3] и т.д. в направлении соответствующих
сил. Затем из точки 1 проводим направление силы R 41 а из точки 7 направление силы R 50 . В пересечении этих направлений получаем точку 8.
Тем самым многоугольник сил оказывается замкнутым. В результате
R n41 8 1 F 1569 50 7845 Н
R 41 8 2 F 1571 50 7855 Н
R 50 7 8 F 181 50 905 Н
Далее рассматриваем структурную группу (23). В точке А
вращательной пары прикладываем неизвестную по направлению реакцию
R 21 на звено 2 со стороны звена 1 которую раскладываем на составляющие
R 21 направленную вдоль звена АВ и R 21 - направленную перпендикулярно
АВ. Реакция на звено 3 со стороны стойки приложена в точке В (так как все
силы действующие на точку В проходят через эту точку) и направлена
Составляющую R 21 находим из уравнения моментов всех сил
действующих на звено 2 относительно точки В:
M В 0 или R 21 h1 G 2 h 2 FИ2 h 3 МИ2 0
Составляющую R 21 полную реакцию R 21 и реакцию R 30 находим
R 21 R 21 FИ2 G 2 FИ3 G3 P3 R 30 0
Принимаем масштабный коэффициент сил F 100
сил. Затем из точки 1 проводим направление силы R 21 а из точки 7 направление силы R 30 . В пересечении этих направлений получаем точку 8.
R n21 8 1 F 1308 100 13080 Н
R 21 8 2 F 1339 100 13390 Н
R 30 7 8 F 296 100 2960 Н
В заключение рассматриваем начальное звено - кривошип 1. В точках
А и С прикладываем известные реакции
соответственно а в точке О - реакцию R 10 со стороны стойки О которую
находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия:
изображающие известные силы:
Согласно уравнению откладываем отрезки [l - 2] [2 - 3] [3 - 4] в
направлении сил R12 R14 G1 а затем замыкая треугольник сил соединяем
точку 4 с точкой 1 отрезком [4 - 1]. Тогда
R10 4 1F 886 200 17720 Н
Уравновешивающая сила Fy находим из уравнения моментов:
R12 h1 R14 h 2 FУ h3 0
R12 h1 R14 h 2 13390 43 7855 18
В произвольном масштабе строим план скоростей поврнутый на 90
против часовой стрелки и в соответствующих точках прикладываем силы
давления газа на поршни силы тяжести звеньев силы инерции звеньев и
момент сил инерции (заменяя парой сил) уравновешивающую силу.
Момент сил инерции представляем МИ2 парой сил FИ 2 и FИ2
приложенных в точках А и B с плечом пары lАB. Величина этих сил:
Момент сил инерции представляем МИ4 парой сил FИ 4 и FИ4
приложенных в точках C и D с плечом пары lСD. Величина этих сил:
Поврнутый план скоростей рассматриваем как жсткий рычаг с
опорой в полюсе. Он находится в равновесии.
Составляем уравнение моментов всех сил относительно полюса плана
скоростей взяв плечи по чертежу в мм:
h 4 Р3 h 5 FУж h 6 G 4 h 7 G3 h12
h10 P5 h11 FИ3 h 5 FИ5 h11 0
h 4 Р3 h 5 G 4 h 7 G 3 h12
h10 P5 h11 FИ3 h 5 FИ5 h11
Расхождения результатов определения уравновешивающей силы
методом планов сил и Н.Е. Жуковского:
Синтез зубчатого механизма
1. Расчет и проектирование планетарного редуктора
Передаточное отношение:
где z1 и z 3 - числа зубьев колес 1 и 3.
Условие соосности планетарного механизма:
где z 2 - число зубьев сателлита 2.
где К – число сателлитов.
где С – целое число.
Условие выполняется.
Определим делительные диаметры колес:
где di – диаметр i-го колеса мм
d1 m z1 25 40 100 мм
d 2 m z 2 25 20 50 мм
d 3 m z3 25 80 200 мм
2. Расчет параметров зубчатого зацепления
Найдем коэффициент смещения для колеса у которого Z17:
где Х – коэффициент смещения зубчатого колеса мм;
Z – число зубьев колеса.
Суммарный коэффициент зацепления:
Х Х1 Х 2 0294 0 0294
Зацепление положительное.
Инволюта угла зацепления определяется по формуле:
inv - значение инвалюты для стандартного угла зацепления
- стандартный угол зацепления 20 .
Подставив численные значения получим:
По таблице инволют определяем угол зацепления w 2205' .
Радиусы основных окружностей:
где rbi - радиус основной окружности колеса мм.
Радиусы начальных окружностей:
где rw i - радиус начальной окружности мм.
Радиусы основных окружностей колс:
rb1 r1 cos 120 cos20 11276 мм
rb2 r2 cos 280 cos20 26311 мм
Радиусы начальных окружностей колс:
Межосевое расстояние
a w rw1 rw2 12169 28394 40563 мм
Радиус окружностей вершин:
ra1 a w r2 X2 m m 40563 280 0 20 1 20 14563 мм
ra 2 a w r1 X1 m m 40563 0294 0294 20 1 20 29974 мм
Радиусы окружности впадин:
rf1 r1 Х1 С* m 120 1 0294 025 20=10088 мм
rf2 r2 Х2 С* m 280 1 0 025 20=255 мм
где С*=025 - коэффициент радиального зазора;
Радиус переходной поверхности ножки зуба:
Шаг зацепления по делительной окружности:
h ra1 rf1 14563 10088 4474 мм
Толщины зубьев по делительной окружности:
Угол профиля зуба на окружности вершин:
a 2 arccos 2 arccos
где inv а1 и inv а 2 - углы профилей первого и второго зубчатого колес
invа 2 inv2862 004597
Толщина зубьев по окружности вершин:
Sa1 2 ra1 1 inv inva1 2 14563
Sa 2 2 ra 2 2 inv inv a 2 2 29974
Проверим колеса на отсутствие заострения:
m 03 20 6 мм . Толщины зубьев по окружности вершин превышают
минимально допустимое значение следовательно заострение отсутствует.
Коэффициент зацепления зубчатой передачи:
ra21 rb21 ra22 rb22 a w sin w
5632 112762 299742 263112 40563 sin 2208
Радиус кривизны эвольвенты на вершины зуба:
a1 rb1 tga1 11276 tg3926 9215 мм
a 2 rb2 tga2 26311 tg2862 14359 мм
Масштабный коэффициент построения эвольвентного зацепления:
Определим графически коэффициент зацепления:
где ab – отрезок снятый с чертежа зацепления;
Pb – шаг колес по основной окружности
Определим погрешность определения :
где - погрешность определения .
3. Синтез планетарной зубчатой передачи
Подобрать числа зубьев колс z1 z2 и z3 для передачи с передаточным
отношением u1H 591 . Изобразить кинематическую схему планетарной
передачи если модуль зубчатых колс задан n = 20 мм. Определить
передаточное отношение u1H
графическим способом.
Выполняя последовательно перечисленные операции синтеза
планетарной передачи получим ряд результатов которые помещаем в
Таблица 3.1 - Результаты расчта
Анализируя результаты вычислений содержащиеся в таблице
принимаем вариант № 1 как имеющий наименьшие числа зубьев колес и
удовлетворительную разницу u т. е. z1 =17 z2 =33 z3= 83 u1H
u 047% . Число сателлитов К принимаем равным 2 (К Кр или 2 41).
Определим диаметры делительных окружностей колс передачи:
Изображаем кинематическую схему планетарной передачи в масштабе
М 1:5 в двух проекциях.
Построим на виде слева передачи план линейных скоростей в
произвольном масштабе.
Для построения прямой распределения скоростей точек звена
необходимо знать скорости двух точек этого звена. Для звена I это точки 0 и
А: ось 0 неподвижна и скорость е равна нулю. Скорость VA точки А
перпендикулярно оси у. Прямая l1 проведнная через точки О и а образует с
вертикальной осью у угол 1 и является линией распределения скоростей
Колесо 3 является неподвижным следовательно через точку С
проходит ось мгновенного вращения сателлита 2. На колесе 2 известны
скорости двух точек: А и С поэтому линия l2 проведнная через точки а и С
является прямой распределения скоростей для сателлита 2. Скорость VB оси
В колеса 2 изображается вектором Bb . Соединив найденную точку b с
точкой 0 получим прямую lн образующую с вертикальной осью у угол н и
являющуюся линией распределения скоростей для водила Н.
Для построения плана угловых скоростей звеньев планетарной
передачи построим прямоугольную систему координат ху с началом в точке
Р. Отложим от точки Р на отрицательном участке оси у произвольное
расстояние РК. Через точку К проведм две прямые линии под углами 1 и
н к оси у. Точки пересечения этих прямых с осью х обозначим l и h
Угловые скорости колеса I и водила Н определяются соотношениями:
получим выражение для передаточного отношения планетарной передачи
где Pl и Ph - длины отрезков на плане угловых скоростей.
В рассматриваемом примере:
Относительная разница
Величина u г не превышает 5% поэтому результаты вычислений и
строений можно считать вполне удовлетворительными.
Синтез кулачкового механизма
1. Построение графиков аналогов скоростей ускорений и пути
Движение толкателя характеризуется зависимостями перемещения ST
аналога скорости ST аналога ускорения ST от угла поворота кулачка 1 .
Рабочий угол кулачка равен:
Р У ДС В 120 60 132 312
Фазовые углы в радианах равны:
Примем отрезок L изображающий
на графиках рабочий угол Р
равным 312 мм. Тогда масштабный коэффициент будет равен:
а отрезки изображающие на графиках фазовые углы:
Каждый из отрезов 0 6 и 7 13 делим на 8 равных частей.
Предварительно определяем максимальные значения ST и ST .
Диаграмму аналога скорости S получим методом графического
интегрирования диаграммы аналога ускорений S .
S получим в результате
графического интегрирования диаграммы S . Полюсное расстояние р при
графическом интегрировании найдем по формуле:
При таком полюсном расстоянии масштабные коэффициенты по осям
ординат всех трех диаграмм будут одинаковыми т.е:
2. Определение основных размеров кулачкового механизма
Основным размером кулачкового механизма с роликовым толкателем
является начальный радиус R0центрового профиля кулачка. Величина
R0определяется из условий ограничения угла давления между толкателем и
кулачком. Определение начального радиуса кулачка можно свести к
следующим графическим построениям.
Построим в прямоугольной системе координат диаграмму S(S’).
Проведм касательную прямую n к левой ветви диаграммы S(S’)
соответствующей фазе подъма под углом m i n к оси ординат. Аналогично
проведм касательную 0к правой ветви диаграммы S(S’) под углом min к оси
ординат. Касательные nи 0ограничивают область допустимых положений
центра вращения кулачка относительно начального положения толкателя (на
рисунке эта область заштрихована). В заштрихованной области выбираем
точкуА т. е. центр вращения кулачка. Точке А при заданном расстоянии
соответствует наименьший радиус кулачка.
Тогда с учетом масштабного коэффициента получим:
R 0 АВ s 90 0001 009 м 90 мм .
3. Построение профиля кулачка
Построим профиль кулачка пользуясь способом обращения
движения. При этом обращенное движение толкателя (т.е. движение
толкателя относительно кулачка) слагается из вращения его оси вокруг точкиАв направлении противоположном вращению кулачка и перемещению
вдоль оси в соответствии с законом движения S . Расстояние от точки
касания кулачка с толкателем до оси толкателя изменяется по закону S .
Так как профиль кулачка можно рассматривать как геометрическое место
точек касания на плоскости кулачка то построение профиля кулачка можно
свести к выполнению следующих построений.
Построим окружность радиуса R0 через е центр О проводим ось
толкателя на расстоянии е. Точку пересечения оси и окружности обозначим
Начиная от точки В0в направлении противоположном вращению
кулачка на построенной окружности откладываем дуги соответствующие
фазовым углам у д в . Дуги соответствующие у и в делим на части
аналогично делению на части участков у и в оси графика S . Точки
деления обозначим через сi(i =0 1 2 3 13).
Из точкиОпроводим лучи niчерез точки деления сi. Пользуясь
Через построенные точки проводим плавную кривую линию которая
будет являться профилем кулачка.
Из условия наименьшего контактного напряжения и конструктивных
соображений радиус r ролика кулачкового механизма рекомендуется
выбирать из условий не выводящие за предельные размеры:
Минимальный радиус кривизны теоретического профиля ролика
3 мм . Подставляем значения:
Принимаем радиус ролика на чертеже r=18 мм. Действительный
профиль кулачка получим как внутреннюю огибающую дуг радиуса r
проведенных из всех точек теоретического профиля.
Список использованных источников
И.И. Теория механизмов и машин. М.: Наука1988.
Артоболевский И.И. Эдельштейн Б.В. Сборник задач по теории
механизмов и машин. – М. 1972.
Кореняко А.С. Теория механизмов и машин – Киев – 1976 - 480с.
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин Под
ред. Г.Н. Девойко. – Мн. 1986.
Левитский Н.И. Теория механизмов и машин. - М.: Наука1979.
Скойбеда А.Т. Прикладная механика. - Минск Вышэйшая
Филонов И.П. Анципорович П.П. Акулич В.К. Теория
механизмов машин и манипуляторов. – Мн. 1998.

Лист_3.pdf

Схема планетарной передачи
и план линейных скоростей
План угловых скоростей
Взам. инв. № Инв. № дубл.
Синтез зубчатых механизмов

Лист_3.cdw

Схема планетарной передачи
и план линейных скоростей
План угловых скоростей
Синтез зубчатых механизмов

Лист_2.pdf

График перемещения толкателя
График аналога скорости
График аналога ускорения
Взам. инв. № Инв. № дубл.
Синтез кулачкового механизма

Лист_2.cdw

График аналога ускорения
График аналога скорости
График перемещения толкателя
Синтез кулачкового механизма

Лист_1.pdf

План положений механизма
Силовой расчет группы 4-5
Силовой расчет группы 2-3
Взам. инв. № Инв. № дубл.
Силовой расчет начального звена
Кинематический и силовой
анализ рычажного механизма

Лист_1.cdw

Силовой расчет группы 2-3
Силовой расчет начального звена
Силовой расчет группы 4-5
План положений механизма
Кинематический и силовой
анализ рычажного механизма