Расчет рычажного, планетарного и кулачкового механизма.

кулачок.dwg

Совмещенная диаграмма
График изменения хода толкателя
График изменения скорости толкателя
График изменения ускорения
Механизм уплотнителя
Курсовой проект по ТММиМ

отчет по курсовой.docx

СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА8
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА12
1 Синтез (проектирование) рычажного механизма12
2 Построение планов положений механизма13
3 Построение планов скоростей и ускорений14
4 Построение кинематических диаграмм перемещений скоростей ускорений выходного звена20
5 Построение диаграммы скоростей20
6 Построение диаграммы ускорений21
ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА23
1 Определение приведенного момента сил сопротивления и приведенного момента движущих сил 23
1.1 Определение сил полезного (технологического сопротивления)23
1.2 Определение приведенного момента сопротивления23
2 Определение работы движущих сил26
3 Определение переменной составляющей приведенного момента инерции 28
4 Определение постоянной составляющей приведенного момента инерции и момента инерции маховика 30
5 Определение закона движения звена приведения31
1Построение планов скоростей и ускорений33
2 Определение сил инерции и моментов сил инерции звеньев34
3 Кинетостатический силовой анализ механизма34
4Определение уравновешивающей силы методом Жуковского40
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА41
1 Определение кинематических характеристик толкателя41
2 Определение основных размеров кулачкового механизма43
3Построение профиля кулачка43
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ45
1 Задачи проектирования45
2 Подбор чисел зубьев и числа сателлитов планетарного механизма45
3 Расчет параметров эвольвентного зацепления47
4 Коэффициент полезного действия планетарного редуктора49
Приложение А: Кинематический анализ(1 лист)
Приложение Б: Динамический анализ (1 лист)
Приложение В: Силовой анализ (1 лист)
Приложение Г: Синтез кулачкового механизма (1 лист)
Приложение Д: Синтез зубчатого механизма (1 лист)
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин является самостоятельной творческой работой студентов. В процессе разработки курсового проекта студент должен решить ряд расчётно-графических задач с решением которых инженеру-конструктору приходится встречаться на современном производстве. Цель курсового проекта - развить у студентов навыки самостоятельного решения комплексных инженерных задач приобретение навыков оформление конструкторской документации в соответствии с требованиями ЕСКД.
В данном курсовом проекте требуется спроектировать и произвести кинематический динамический и кинетостатический расчёт механизма уплотнителя.
Рационально спроектированная машина должна удовлетворять социальным требованиям - безопасности обслуживания и создания наилучших условий для обслуживающего персонала а также эксплуатационным экономическим технологическим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач
которые должны быть решены в процессе проектирования нового механизма.
Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполнении анализа и синтеза проектируемого механизма а также в разработке его кинематической схемы обеспечивающей с достаточным приближением воспроизведение требуемого закона движения.
В первом разделе производится структурный анализ механизма. Рассматривается строение механизма на уровне звеньев и кинематических пар и подсчитываются степени подвижности. Механизм анализируется на уровне структурных групп.
Во втором разделе производится кинематический анализ механизма нодяного насоса. Исследуются положения звеньев и траектории шарнирных точек и центров масс звеньев - графическим методом
В третьем разделе исследуется динамическая нагруженность машинного агрегата в установившемся режиме движения. Строится план механизма планы аналогов скоростей графики приведённых моментов движущих сил и сил сопротивления моментов инерции графики работ и изменения кинетической энергии.
В четвертом разделе производится силовой анализ рычажного механизма. Строится план скоростей и ускорений. Определяются силы действующие на механизм в одном положении.
В пятом разделе проводится синтез кулачкового механизма. Строятся графики ускорений скоростей и перемещения толкателя кулачка аналитическим методом. Производится динамический синтез кулачкового механизма. Профилируется кулачок.
В шестом разделе проводится синтез зубчатого механизма.
СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА
Преследует цель выявить особенности строения механизма структурный анализ определить последовательность проведения его кинематического и динамического анализа в курсовом проекте.
Рассмотрим механизм уплотнителя. Кинематическая схема представлена на рисунке 1.1.
Рисунок 1.1 – Схема рычажного механизма: 1-кривошип; 2- шатун; 3-ползун; 4-коромысло; 5-коромысло.
Подсчитав число звеньев и число кинематических пар механизма по формуле П.А. Чебышева для плоского механизма рассчитаем его степень подвижности.
где: n – число всех подвижных звеньев механизма n = 5;
p5 - число кинематических пар 5-го класса. p5=7;
p4 - число кинематических пар 4-го класса. В нашем случае они отсутствуют.
Таким образом для того чтобы все звенья механизма совершали однозначно определенные движения необходимо задать движение одному звену в данном случае кривошипу 1. Тогда угловая координата кривошипа φ1 является обобщенной координатой механизма производная φ1 = 1 — угловой скоростью начального звена а кривошип начальным звеном.
Отсоединяем от исходного механизма группу Ассура состоящую только из 2 звеньев и наиболее удаленную от ведущего звена. В нашем случае это будет группа Ассура состоящая из звеньев 45 рисунок 1.2.
Рисунок 1.2 - Структурная группа 4-5
Определим степень подвижности выделенной группы Асура по формуле Чебышева.
W=3n-2p5-p4 =3×2-2×3=0 (1.3)
Отсюда следует что мы верно определили группу Асура. Выделенная группа Асура относится ко второму классу имеет второй порядок и второй вид.
Отсоединяем еще одну группу Ассура состоящую из 2 звеньев 23 рисунок 1.3.
Рисунок 1.3 – Структурная группа 2-3
W=3n-2p5-p4 =3×2-2×3=0 (1.4)
Рисунок 1.4 – Нулевой механизм
Оставшийся механизм принято называть нулевым рисунок 1.4 или начальным механизмом во всех выше указанных отдельных структурных группах (присоединяемых цепей к нулевому механизму) степень подвижности W=0.
Формула строения механизма будет иметь вид:
Так как обе группы 2-ого класса то механизм относится ко 2-ому классу.
Таким образом кинематический анализ механизма в данном курсовом проекте будем начинать с механизма I(01) а заканчивать группой II(45). Силовой расчет выполняется в обратной последовательности:
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА
1 Синтез (проектирование) рычажного механизма
Для построения планов выбираем масштабный коэффициент длины:
- масштабный коэффициент длины
[О1А]- отрезок изображающий звено О1А на чертеже в выбранном масштабе;
Примем[О1А]= 40 мм.
Определяем длины звеньев:
2 Построение планов положений механизма
Изображение кинематической схемы механизма в выбранном масштабе соответствующее определенному положению начального звена называется планом механизма.
По заданной конструктивной схеме механизма составляем кинематическую схему. Кинематическую схему изображаем в двенадцати положениях – через 30 градусов положения кривошипа OA.
Построение планов положения механизмов будем вести в следующей последовательности
В любом месте поля чертежа выбираем точку О.
Проводим из точки О окружность радиусом ОА и разбиваем её на двенадцать равных частей начиная с крайнего положения механизма. Получим 12 положений точки А.
Для определения текущих положении точки В из c проводим дугу окружности радиусом АВ до пересечения с траекторией движения точки В. Точку пересечения В соединяем соответственно с А. Получим механизм в нужном положении.
Аналогично определяются другие положения звеньев механизма рисунок 2.1.
Рисунок 2.1- План положений механизма
3 Построение планов скоростей и ускорений
Угловая скорость кривошипа:
Где – угловая скорость кривошипа.
Определение скоростей точек звеньев механизма производим методом планов в последовательности определяемой формулой строения механизма.
Вначале определяем линейную скорость точки А начального звена:
Находим масштабный коэффициент скоростей :
Далее определяем скорость точки B:
Точку c находим по теореме подобия т.е. на основании пропорции:
Значение отрезка берем из плана положений механизма путем измерений.
Далее определяем скорость точки D:
На основании выполненных построений определяем скорости и угловые ускорения.
Таблица 2.1 – Длины отрезков
Продолжение таблицы 2.1-длины отрезков
Результаты вычислений скоростей сводим в таблицу 2.2.
Таблица 2.2 – Скорости и ускорения точек звеньев механизма
Продолжение таблицы 2.2- Скорости и ускорения точек звеньев механизма
Для построения планов ускорений определяем ускорение точки A кривошипа по следующей формуле:
Находим масштабный коэффициент ускорений a м(ммс2) и находим по формуле:
Ускорение точки определяем по уравнениям:
Нормальные ускорения определяем по уравнениям:
Находим длину отрезков изображающего на плане вектор по формуле:
Для 9 положения расчет проводим аналогично:
4 Построение кинематических диаграмм перемещений скоростей ускорений выходного звена
Найденные положения D0 D1 D11 ползуна D дают возможность графически изобразить закон движения в виде диаграммы.
Построение диаграммы перемещений
Рассчитываем масштабный коэффициент времени:
t = tдейств.[0-12] =00706 180 =000039216 смм (2.57)
tдейств. = 21 = 62889012 = 00706 с (2.58)
Рисунок 2.2. Диаграмма перемещений точки D
5 Построение диаграммы скоростей
Диаграмма скоростей строится по данным планов скоростей. В общем случае скорость выходного звена.
По оси абсцисс t откладываем такой же отрезок как и для диаграммы перемещений с тем же масштабным коэффициентом . По оси ординат откладываем значения скоростей взятые из соответствующих планов скоростей. Масштабным коэффициентом скоростей
Рисунок 2.3. Диаграмма скоростей точки D
6 Построение диаграммы ускорений
Ускорение ползуна 5 в общем случае:
Диаграмму ускорений строим методом графического дифференцирования кривой VC=VC(t). По оси абсцисс t откладываем такой же отрезок как и для диаграммы перемещений с масштабным коэффициентом Слева от точки О диаграммы на уровне оси абсцисс откладываем полюсное расстояние ор=Н размером 15 30 мм. Масштабный коэффициент ускорений по оси ординат определим. Проводим касательную к графику скорости точки C на участке 1-2. Осуществим параллельный перенос касательной в полюс Н и получаем на оси ординат а точку. Переносим эту точку параллельно оси абсцисс t до пересечения с вертикалью восставленной из середины отрезка 1-2 по оси t диаграммы ускорений. Точка пересечения будет точкой диаграммы aC = аC (t). Аналогичные построения проводим для других участков диаграммы скоростей и получаем касательные перенеся которые в полюс H определяем точки диаграммы ускорений. Соединим их плавной кривой и диаграмма ad5=ad5(t) построена.
Рисунок 2.4 – Диаграмма ускорений точки D
Определим точность построения диаграммы ускорений для 3'-го и 9-го положения.
Модуль ускорения определенный по диаграмме:
Где - координата точки;
-масштабный коэффициент диаграммы ускорений.
То же ускорение взятое из плана ускорений
-масштабный коэффициент плана ускорений.
Расхождение между модулями ускорений полученными разными методами.
Значения ускорения точки D3' D9 определены разными методами погрешность составляет не более 5% значит кинематический расчёт выполнен правильно.
ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА
1 Определение приведенного момента сил сопротивления и приведенного момента движущих сил
1.1 Определение сил полезного (технологического сопротивления)
В рассматриваемой рабочей машине приведенный момент движущих сил принимается постоянным () а приведенный момент сил сопротивления задается из условия где -момент холостого хода выходного звена.
Сила действующая на рабочий орган определяется из механической характеристики технологического процесса. Для решения динамических задач необходимо получить зависимость силы от обобщённой координаты .
Силой полезного сопротивления является сила давления на поршень 5. Она определяется из индикаторной диаграммы давления привязанной к крайним положениям механизма. Зная величину давления для каждого положения механизма мы можем рассчитать величину силы полезного сопротивления.
Таблица 3.1 – Значения силы полезного сопротивления
1.2 Определение приведенного момента сопротивления
Величину определяем из равенства мгновенных мощностей развиваемых моментом на звене приведения и силами G2G3 G5
Здесь знак «плюс» берется в том случае когда направления силы и соответствующей скорости не совпадают а знак «минус» - когда эти направления совпадают.
Массы звеньев определяем по формулам (q=10):
Силы тяжести звеньев ():
Центральные моменты инерции звеньев высчитываем по формулам:
Oпределяем значения для всех положений. Результаты заносим в таблицу 3.2.
Приняв масштабный коэффициент моментов из условия:
Вычисляем для всех положений.
Таблица 3.2 – Значения
Масштабный коэффициент углов:
Здесь отрезок [0-12] =180 мм соответствует одному циклу установившегося движения (.
Рисунок 3.1. – Графики и
Приведенный момент движущих сил принимается постоянным а его величина определяется из условия что за цикл установившегося движения изменение кинетической энергии машины иследовательно работы движущих сил сопротивления равны ().
2 Определение работы движущих сил
Так как работа сил сопротивления:
то график можно построить путём либо численного либо графического интегрирования зависимости .
Используем численное интегрирование по методу трапеций согласно которому:
где - шаг интегрирования.
Вычислим Ас для 12 положений и результаты расчетов занесем в таблицу 3.4.
Таким образом работа сил сопротивления за цикл:
Принимаем масштабный коэффициент вычисляем и откладываем ординаты графика :
Так как работа движущих сил за цикл то приведенный момент движущих сил равен:
Ордината графика равна:
Результаты вычислений приведены в таблице 3.3
Таблица 3.3 – Координаты для построения графика
Рисунок 3.2. – Графики и
3 Определение переменной составляющей приведенного момента инерции
Величина определяется из равенства кинетической энергии звена приведения с моментом инерции и суммы кинетических энергий звеньев с переменными передаточными функциями. Такими звеньями являются 2345 исполнительного рычажного механизма. Тогда имеем равенство:
Проводим расчет для 12 положений и результаты заносим в таблицу 3.4.
Таблица 3.4 – Результаты определения
Принимаем масштабный коэффициент:
Рисунок 3.3. – График
4 Определение постоянной составляющей приведенного момента инерции и момента инерции маховика
Путём графического вычитания ординат работ строим график изменения кинетической энергии машины Масштабный коэффициент
Таблица 3.5-Изменение кинетической энергии:
Определение производим методом Мерцалова. Строим график изменения кинетической энергии машины звеньев с постоянным приведенным моментом инерции . При этом
где – кинетическая энергия звеньев с переменным приведенным моментом инерции . На основании выражения имеем
где – ординаты соответствующих графиков:
Где - средняя угловая скорость выходного звена 5
Результаты определения приведены в таблице 3.6 на основании их построен график в масштабе
Таблица 3.6 - Результаты определения
5 Определение закона движения звена приведения
График одновременно является приближенным графиком изменения угловой скорости звена приведения причем
Тогда для любого положения угловая скорость звена приведения (кривошипа 1)
где – ордината графика измеряемая от линии средней угловой скорости с учетом знака.
Угловое ускорение определяется из дифференциального уравнения движения:
где производная может быть получена методом графического дифференцирования:
где – угол наклона касательной к графику в соответствующей точке.
Для положения 3' находим:
Так как то направление противоположно с направлением .
Рисунок 3.4. – График изменения кинетической энергии
1Построение планов скоростей и ускорений
Изображаем схему механизма в положении 3’.
Рисунок 4.1 – Схема механизма в 3’ положении
Для положения 3' ранее были получены:
Согласно пункту 2.3 строим план скоростей.
Построение планов ускорений.
Согласно пункту 2.3 строим план ускорений. Находим ускорения в центрах масс звеньев:
2 Определение сил инерции и моментов сил инерции звеньев
Главные векторы сил инерции равны:
Так как (центр масс находится на оси вращения и является неподвижным).
Силы инерции приложены в центрах масс и направлены противоположно ускорениям центров масс звеньев.
Главные моменты силы инерции:
Моменты сил инерции направлены противоположно угловым ускорениям звеньев.
3 Кинетостатический силовой анализ механизма
Силовой анализ выполняется в порядке обратном присоединению структурных групп. Поэтому отделяем от механизма статически определимую структурную группу (4-5).
Вычерчиваем группу Асура (4-5) в заданном положении согласно масштабному коэффициенту и наносим внешние и внутренние силы: силу тяжести звеньев; силы инерции реакции в кинематических парах и моменты инерции звеньев.
Рисунок 4.2 – Схема силового анализа группы Ассура 4-5
Составляем уравнения действующих сил:
Составляем уравнение моментов относительно точки D 5-ого звена:
Составляем уравнение моментов относительно точки D 4-ого звена:
Для определения R42 R50 строим план сил согласно уравнению действующих сил. Принимаем масштабный коэффициент и находим отрезки изображающие все известные силы:
В соответствии с векторным уравнением последовательно откладываем отрезки и т.д. в направлении соответствующих сил.
Рисунок 4.3 – План сил группы Ассура 4-5
В результате из плана сил находим:
Далее рассматриваем структурную группу (23). Вычерчиваем группу Асура (2-3) в заданном положении согласно масштабному коэффициенту и наносим внешние и внутренние силы: силу тяжести звеньев; силы инерции реакции в кинематических парах и моменты инерции звеньев рисунок 4.4.
Рисунок 4.4 – Схема силового анализа группы Ассура 2-3
Составляем уравнение моментов относительно точки D 2-ого звена:
Для определения R30 R21 строим план сил согласно уравнению действующих сил. Принимаем масштабный коэффициент и находим отрезки изображающие все известные силы:
Рисунок 4.5 –план сил группы 2-3
В заключении рассматриваем начальное звено – кривошип 1. В точке A прикладываем известные силы а в точке O – реакцию со стороны стойки O
Рисунок 4.6 – Схема силового анализа ведущего звена
Составляем уравнения действующих сил на кривошип 1:
Составляем уравнение моментов относительно точки О1 кривошипа:
Строим план сил входного звена:
Рисунок 4.7 – План сил ведущего звена
В результате из плана сил находим
Момент уравновешивающий равен:
4 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского
В произвольном масштабе строим план скоростей повернутый на и в соответствующих точках плана прикладываем все внешние силы силы инерции а также пары сил заменяющие моменты сил инерции:
Составляем уравнение моментов относительно полюса плана скоростей:
Погрешность не превышает 5% расчет выполнен правильно.
СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
Задачами проектирования кулачкового механизма являются:
) определение основных размеров из условия ограничения угла давления;
) построение профиля кулачка обеспечивающего заданный закон движения толкателя.
Исходными данными для синтеза являются схема механизма и параметры.
Угол дальнего стояния φд=
1 Определение кинематических характеристик толкателя
Движение толкателя характеризуется зависимостями перемещения ST аналога скорости ST аналога ускорения ST от угла поворота кулачка φ1.
Рабочий угол кулачка равен:
Фазовые углы в радианах равны:
Примем отрезок [1-25] изображающий на графиках рабочий угол равным 200мм. Тогда масштабный коэффициент будет равен:
Отрезки изображающие фазовые углы:
На фазе удаления толкатель движется по косинусоидальному закону а на фазе возврата по параболическому симметричному. На основании этих законов определяем учитывая масштабный коэффициент 0001.
Таблица 5.1 – Результаты вычислений
2 Определение основных размеров кулачкового механизма
Определяем минимальный радиус кулачка R0 из условия выпуклости профиля методом Геронимуса. Для этого строим совмещенную диаграмму.
Рисунок 5.1 – Совмещенная диаграмма
3Построение профиля кулачка
Строим центровой профиль кулачка. Выбирается масштаб построения
Строим действительный профиль кулачка.
Радиус ролика выбираем с учетом следующих двух условий:
Принимаем радиус ролика
Рисунок 5.2 – Эскиз кулачкового механизма
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходными данными для синтеза зубчатого механизма являются: схема зубчатого механизма (см. рисунок 6.1); число зубьев колес Z1= 17 и Z2= 21; модули зацепления колес m12= 8 мм mпл = 8 мм.
1 Задачи проектирования
Задачами проектирования планетарной передачи являются:
) подбор чисел зубьев z3 —
) расчет параметров эвольвентного зацепления z1 —
) построение планов скоростей планетарного механизма.
2 Подбор чисел зубьев и числа сателлитов
планетарного механизма
Тогда передаточное число планетарной части редуктора будет равно
Уравнение передаточного отношения:
Запишем условия соосности:
Условие соосности выполняется.
Из условия сборки определим возможные числа сателлитов.
где С — любое целое число; P — общий наибольший делитель чисел зубьев венцов сателлитов. В нашем случае P = 18.
Производим проверку по условиям соседства:
Условия выполняются.
Передаточное отношение зубчатого механизма также определяем графическим методом.
Находим начальные диаметры колес планетарной передачи и вычерчиваем кинематическую схему механизма приняв масштабный коэффициент
Производим построение планов скоростей (см. чертёж).
Таким образом передаточное отношение редуктора будет равно:
Погрешность построения составляет:
— построения выполнены правильно.
3 Расчет параметров эвольвентного зацепления
Число зубьев шестерни: z1 =17;
Число зубьев колеса: z2 = 21;
Модуль зубчатого зацепления: m = 8;
Угол зацепления: = 20
Шаг зацепления по делительной окружности:
Диаметр делительной окружности:
Диаметр основной окружности:
Относительные смещения инструментальной рейки при нарезании колёс:
Диаметр начальной окружности:
Толщина зуба по делительной окружности:
Межосевое расстояние:
Диаметр окружностей впадин зубчатых колес и мм составляют
Диаметр окружностей вершин зубьев колес и мм составляют
Определение коэффициента торцевого перекрытия
Тогда коэффициент торцевого перекрытия равен
Коэффициент перекрытия характеризует плавность работы передачи и должен иметь значения . Расчет выполнен верно.
4 Коэффициент полезного действия планетарного редуктора
– кпд для колес 3 и 4 с внутренним зацеплением;
– кпд для колес 5 и 6 с внешним зацеплением;
КПД планетарного редуктора при входном зубчатом колесе и:
В ходе выполнения данного курсового проекта были осуществлены следующие виды исследований и получены соответствующие результаты: проведены — структурный анализ исследуемого кривошипно-ползунного механизма уплотнителя кинематический анализ при котором были построены планы скоростей для 12-ти положений механизма а также 2 плана ускорений для 2-ух положений механизма. Кроме того в ходе проекта был выполнен динамический анализ при котором определялся закон движения звена приведения выходного звена. При силовом анализе были определены реакции в кинематических парах механизма и движущие моменты двумя методами.
Результатом синтеза кулачкового механизма стали расчеты геометрических параметров профиля кулачка а также исследование кинематики движения толкателя с построением соответствующих графиков зависимостей его перемещений скоростей и ускорений от углов поворота кулачка.
Заключительный раздел курсового проекта включил в себя синтез зубчатого механизма передач. При этом был спроектирован редуктор состоящий из планетарной ступени и ступени простой рассчитаны геометрические параметры всех зубчатых колес и определен коэффициент полезного действия спроектированного зубчатого механизма.
Анципорович П.П.. Акулич В.К Астахов Э.И. и др.Теория механизмов машин и манипуляторов. Курсовое проектирование. Учебно - методич. пособие. Мн. БНТУ 2004 – 67с.
Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин: Москва «Наука» Главная редакция физико-математической литературы 1975; с изменениями 1988.
Девойно Г.Н. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин:; Под общ. Ред.. – Мн.: Выш. Шк.1986. – 285 с.: ил.
Попов С. А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учеб пособие для втузовС. А. Попов Г. А. Тимофеев; Под ред. К. В. Фролова. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. школа 458 с.
Заяц В.Г. Синтез кулачкового механизма: метод рекомендации по курсовому проектированию по дисциплине «Теория механизмов машин и манипуляторов».: РИО БарГУ 2009г. – 17с.
Заяц В.Г. Синтез передаточного зубчатого механизма: метод рекомендации по курсовому проектированию по дисциплине «Теория механизмов машин и манипуляторов».: РИО БарГУ 2009г. – 25с.
Смелягин А.И. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие. – М.: ИНФРА-М; Новосибирск: Изд-во НГТУ 2006. – 263с.

зубчатый.dwg

Картина угловых скоростей
Картина линейных скоростей
Курсовой проект по ТММиМ
Механизм уплотнителя

Силовой анализ.dwg

План положений механизма
Группа Ассура состоящая из звеньев 5
Группа Ассура состоящая из звеньев 3
Определение уравновешивающей силы
Курсовой проект по ТММиМ
Механизм уплотнителя

кинематический анализ готовый.dwg

Диаграмма перемещений точки D
Диаграмма скоростей точки D
Диаграмма ускорений точки D
Механизм уплотнителя
Курсовой проект по ТММиМ

динамический анализ.dwg

Графики приведенных момемнтов
сил движущих и сил полезного сопративления
Графики приведенных моментов инерции
Графики изменения кинетической энергии
Курсовой проект по ТММиМ
Механизм уплотнителя

зубчатое.dwg

Курсовой проект по ТММиМ
Механизм уплотнителя
Картина угловых скоростей
Картина линейных скоростей