Курсовой проект по дисциплине «Теория механизмов и машин»

Кибяков Д.Н..pdf

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ
УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ
«Казанский национальный исследовательский технический университет
им. А.Н.Туполева – КАИ»
Набережночелнинский филиал
Кафедра «Конструирования и технологии машиностроительных производств»
по дисциплине «Теория механизмов и машин»
КП.ТММ.312539.22.00ПЗ
MINISTRY OF EDUCATION AND SCIENCE OF THE RUSSIAN FEDERATION
FEDERAL STATE BUDGETARY ESTABLISHMENT OF HINGHER
«Kazan National Research Technical University named after A.N.Tupolev-KAI»
Branch Naberezhniye Chelny
Chair «Design and Technology of Machinery Production»
COURCE PROJECT IN THE DISCIPLINE
«Theory of mechanisms and machines »
Performed by: student Gr.№23270
Scientific Supervisor:
Задание (исходные данные) . . 5
Кинематический анализ механизма 7
1 Структурный анализ механизма 8
2 Структурный состав механизма .. . ..9
3 Определение недостающих размеров . .10
4 Определение скоростей точек механизма 11
5 Определение ускорений точек механизма .13
6 Диаграммы движения выходного звена .15
7 Определение угловых скоростей и ускорений . 16
8 Определение ускорений центров масс звеньев механизма ..16
Силовой анализ механизма ..17
1 Силы тяжести и силы инерции 17
2 Расчет диады 4-5 . ..17
3 Расчет диады 2-3 18
4 Расчет кривошипа .19
5 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского 19
6 Определение мощностей ..20
7 Определение кинетической энергии механизма .21
Синтез зубчатого зацепления .. .22
1 Геометрический расчёт равносмещённого эвольвентного зубчатого
2 Синтез планетарного редуктора .. 25
3 Определение частот вращения зубчатых колёс аналитическим и
графическим методом . ..27
Синтез кулачкового менханизма . 29
Список литературы . .. .45
Создание современной машины требует от конструктора всестороннего
анализа ее проекта. Конструкция должна удовлетворять многочисленным
требованиям которые находятся в противоречии. Например минимальная
динамическая нагруженность должна сочетаться с быстроходностью достаточная
надежность и долговечность должны обеспечиваться при минимальных габаритах
и массе. Расходы на изготовление и эксплуатацию должны быть минимальными
но обеспечивающими достижение заданных параметров. Из допустимого
определенным набором параметров и проводит сравнительную оценку различных
критериями качества или целевой функцией по которым следует оценивать
конструкцию обычно бывает несколько. Выделяют главные критерии а
вспомогательные показатели используют как ограничение накладываемые на
элементы решения. В настоящее время расчеты выполняют на ЭВМ что
позволяет оценить конструкцию по многим критериям качества и найти
максимум показателя эффективности.
Механизм долбежного станка
Угол поворота коромыслового толкателя
Полезное усилие на толкателе
Полезный момент сопротивления
Частота вращения кулачка
Мин. угол передачи движения
Направление вращения кулачка (“+” по часовой “–” против часовой)
Число кинематических пар: всего - 8
Из них пятого класса = 7четвертого класса = 1
Степень подвижности механизма: W = 3·n - 2·p5 – p4 = 3·5–2·7–1 = 0
Примечание: пассивных звеньев механизм не содержит
Кинематический анализ механизма
Поперечно-строгальный станок предназначен для строгания плоских
Привод станка состоит из простой зубчатой передачи и планетарной
передачи который соединен с электромотором. Для перемещения ползуна 5
используется кулисный механизм с качающийся кулисой 4 состоящий из
кривошипа 1 камня 2 и шатуна 3.
Механизм содержит шесть подвижных звеньев: 5- ползун 4- шатун 3коромысло-кулиса 2- камень кулисы 1- кривошип. Звенья соединены семью
кинематическими парами: вращательные А В ; F B C; B C D поступательные F A;
Определение недостающих размеров
Неизвестные размеры кривошипа и кулисы определяем в крайних
положениях механизма.
Крайними являются положения в которых кулиса касается кривошипной
Угол размаха кулисы:
lO1A 200 sin 450 2 115 мм
Масштабный коэффициент построения схемы :
Строим 12 планов механизма приняв за начало отсчета крайнее
положение соответствующее началу рабочего хода механизма.
4 Определение скоростей точек механизма.
Скорость точки А кривошипа определяем по формуле :
v A 6.28 0115 0722 м с
Планы скоростей строим в масштабе :
Скорость точки А’ находим графически решая совместно систему :
На плане Рvа’=219 мм . Абсолютная величина скорости точки А’ :
v A ' 0.015 219 0329 м с
v A' A 0015 429 0644
Скорость точки В находим из соотношения :
Абсолютная величина скорости точки В :
vB 0.015 336 0504 м с
Скорость точки С определим решая совместно систему :
На плане Рvс=1615мм. Абсолютная величина скорости точки С :
vC 1615 0.015 0242 м с
vCB cb K v на плане cb =196мм
vCB 0.015 196 0294 м с
Для всех остальных положений скорости определяем аналогично . Полученные
результаты сводим в таблицу 1.1.
Таблица 1.1.- Значения скоростей
5 Определение ускорений точек механизма.
Пересчетный коэффициент С :
Ускорение точки А конца кривошипа определяем по формуле:
a A 6282 0115 454 м с 2
Ускорение аа направлено по кривошипу к центру вращения О1.
Выбираем масштабный коэффициент ускорений:
На плане ускорений изображаем ускорение точки А отрезком Раа=908 мм
Ускорение точки А’ определяем решая совместно систему:
a A' aO2 a A'O2 a A'O2
Кориолисово ускорение:
a A' Pa a'K a 535 005 27 м c 2
aA O n4 a ' K a 531 005 266 м c 2
По свойству подобия определяем ускорение точки В :
Система уравнений для определения ускорений точки С:
aC 751 005 376 м с 2
aCB 1944 005 0972 м с 2
Ускорения всех точек найдены. Ускорения для остальных положений
механизма находим аналогично . Значения ускорений сводим в таблицу 1.2
Таблица 1.2. – Значения ускорений
6 Диаграммы движения выходного звена
Диаграмму перемещения строим используя полученную из S-t плана
механизма траекторию движения точки С.
Диаграммы скорости V-t и ускорений A-t строим из полученных 12 планов
скоростей и 7 планов ускорений.
Масштабные коэффициенты диаграмм:
nkp xt 60 мин 1 180 мм
H 1 K t 25 мм 00056с мм
H 2 K t 25 мм 00056с мм
7 Определение угловых скоростей и ускорений
Угловые скорости и ускорения звеньев механизма определяются для первого
l 'O A O2 A'K l 1539 0.002
1 3 628 107 621 рад с
3 4 107 183 076 рад с
8 Определение ускорений центров масс звеньев механизма.
Ускорение центров масс звеньев определяем из планов ускорений:
aS K a Pa S3 005 411 206 м с 2
aS K a Pa S 4 005 7794 39 м с 2
vS Pv S3 K v 168 0015 0252 м с
vS Pv S 4 K v 24.5 0.015 037 м с
Силовой анализ механизма
вес ползуна m5 20 кг.
1 Силы тяжести и силы инерции
G3 m3 g 8 981 7848 Н
G5 m5 g 20 981 1962 Н
U 3 m3 aS 3 m3 Pa S3 ka 206 8 165 Н
U 4 m4 aS 4 m4 Pa S 4 ka 39 4 156 Н
U 5 m5 aS 5 m5 Pa S5 ka 376 20 752 Н
Для расчета этой диады изобразим ее со всеми приложенными к ней
силами: силами тяжести полезного сопротивления и реакциями.
Эти реакции в поступательных парах известны по направлению но неизвестны по
модулю. Определяем с помощью плана сил. Составим уравнение равновесия
R50 Q U 5 G5 U 4 G4 R t 43 R43
Строим план сил диады в масштабе сил
Уравнение содержит три неизвестных поэтому составляем дополнительное
уравнение равновесия в форме моментов сил относительно точки С.
(4) 0; R43t BC G4 hG 4 0
G4 hG 4 U 4 hu 4 393 307 156 32
Строим план сил по уравнению сил в том порядке как силы стояли в
Значения сил из плана сил
R43 R43 K p 1356 20 2712 H
R50 R50 K p 9866 20 19732 H
Для рассмотрения внутренних реакций в диаде 4-5 необходимо рассмотреть
равновесие одного звена звена 4.
R45 R43 0; R45 R43 ; R45 R43 2712H
Изобразим диаду со всеми приложенными к ней силами. В точках А и О2
взамен отброшенных связей прикладываем реакции R21 и R30 . В точке В
прикладываем ранее найденную реакцию R34 R43 . Составляем уравнение
равновесия диады 2-3.
R21 R34 G3 U 3 R30 0
R21 R21 K p 9866 20 19732H
Плечи измеряем на плане. Теперь в уравнении сил две неизвестных
поэтому строим план сил и определяем реакцию R30 как замыкающий вектор.
Строим план диады в масштабе сил K p 20 H
. Значения сил из плана
R30 R30 K p 12725 20 2545H
R21 R23 0; R23 R23 R21 19732H
Изобразим кривошип с приложенными к нему силами и
уравновешивающей силой Pу эквивалентной силе действия на кривошип со
стороны двигателя. Действие отброшенных связей учитываем вводя реакции
R12 R21 и R10 . Определяем уравновешивающую силу считая что она приложена
в точке А кривошипа перпендикулярно ему. Составляем уравнение равновесия
Строим план кривошипа в масштабе сил K p 10 H мм . Значение силы
определяем из плана сил.
Py R y K p 1031 10 1031H
R10 R10 K p 16824 10 16824 H
5 Определение уравновешивающей силы методом Жуковского
Строим повернутый на 900 план скоростей и в соответствующих точках
прикладываем все внешние силы включая Pу и силы инерции. Составим
уравнение моментов относительно точки Pv считая Pу неизвестной:
Подлинность графического метода:
6 Определение мощностей
Потери мощности в кинематических парах:
Потери мощности на трение во вращательных парах:
где f I - коэффициент
R - реакция во вращательной паре
N10 f R10 rц 1 01 16824 628 002 2844 Вт
N12 f R12 rц 13 01 19732 735 002 3505Вт
N 30 f R30 rц 3 01 2545 16 002 1023Вт
N 43 f R43 rц 3 01 2712 16 002 1139 Вт
N 23 f R23 V A A 01 1973.2 097 34268Вт
N 50 f R23 VB 01 1973.2 076 26849 Вт
Суммарная мощность трения
N ij N10 N12 N 30 N 43 N 23 N 50 2844 3505 1023 1139 34268
Мгновенно потребляемая мощность
N PY PУ VA 1031 0722 7444 Вт
N N N PY 69628 7444 144066 Вт
Мощность привода затрачиваемая на преодоление полезной нагрузки.
N Q VB Q 05 2000 1000Вт
7 Определение кинетической энергии механизма.
Кинетическая энергия механизма равна сумме кинетических энергий
входящих в него массивных звеньев.
Приведенный момент инерции
Синтез зубчатого зацепления
Число зубьев шестерни
Модуль зубчатых колес
Нарезание зубчатых колес производится инструментом реечного типа
имеющего следующие параметры:
Угол профиля зуба рейки
Коэффициент высоты головки зуба
Коэффициент радиального зазора
Суммарное число зубьев колес
Поскольку z 34 то проектируем равносмещенное зацепление.
Коэффициент смещения зубчатого зацепления:
Делительное межосевое расстояние:
a 05 m ( z1 z2 ) 05 5 36 90 мм
Начальное межосевое расстояние :
h 225 m 225 5 1125 мм
Высота головки зуба:
ha 5 m ha* x5 5 1 0294 647 мм
ha 6 m ha* x6 5 1 0294 353 мм
h f 5 m ha* c * x5 5 1 025 0294 478 мм
h f 6 m ha* c * x6 5 1 025 0294 772 мм
Делительный диаметр:
d 6 m z 6 5 24 120 мм
d b 5 d 5 cos 60 094 564 мм
d b 6 d 6 cos 120 094 1128 мм
d а 5 d 5 2ha 5 60 1294 7294 мм
d а 6 d 6 2ha 6 120 706 12706 мм
d f 5 d 5 2h f 5 60 956 5044 мм
d f 6 d 6 2h f 6 120 1544 10456 мм
s5 05 m 2 x5 m tg 05 314 5 2 0294 5 0364 892 мм
s6 05 m 2 x6 m tg 05 314 5 2 0294 5 0364 678 мм
Толщина зуба по основной окружности
Толщина зубьев по окружности вершин
inv inv a 5 ) 72.94 (
inv 20 inv39.35) 1.9
inv inv a 6 ) 127.06 (
inv 20 inv 27.41) 3.2
pb p cos 157 094 1476 мм
p f 038 m 038 5 19 мм
Коэффициент торцового перекрытия
Коэффициент торцового перекрытия полученный аналитическим способом
z 6 cos2 z5 z 6 sin
Погрешность определения коэффициента зацепления:
Масштабный коэффициент построения картины зацепления.
2 Синтез планетарного редуктора
Частота вращения двигателя nдв=1000 мин-1;
Частота вращения кривошипа nкр=60 мин-1;
Число зубьев шестерни z5=12;
Число зубьев колеса z6=24;
Знак передаточного отношения ”+”;
Общее передаточное отношение редуктора:
Передаточное отношение простой передачи z5-z6:
Передаточное отношение планетарной передачи:
Формула Виллиса. Передаточное отношение обращённого механизма:
Подбор чисел зубьев планетарной передачи:
Условие соосности для данной передачи:
Принимаем числа зубьев колёс равных: z1=70; z2=14; z3=12; z4=72.
По принятым числам зубьев определяем диаметры колёс:
d1 m z1 5 70 350 мм.
d 2 m z2 5 14 70 мм.
d 3 m z3 5 12 60 мм.
d 4 m z4 5 72 360 мм.
d 6 m z6 5 24 120 мм.
Принимаем масштабный коэффициент построения кинематической схемы
Скорость точки А зубчатого колеса 1:
nдв (d1 d 2 ) 3.14 740 (350 70)
Строим планы скоростей. Масштабный коэффициент плана скоростей:
Строим план частот вращения звеньев редуктора. Масштабный
коэффициент плана частот вращения звеньев редуктора:
3 Определение частот вращения зубчатых колёс аналитическим и графическим
Значения частот полученные аналитическим методом:
(nH ) nH (720) 720 4790 мин 1 .
Значения частот полученных графическим методом:
nH 0H K n 72 10 720 мин 1
n6 06 K n 62 10 62 мин 1
n2 n3 04 K n 462 10 4620 мин 1 .
n4 n5 04 K n 122 10 122 мин 1 .
Определяем погрешность расчётов:
Синтез и анализ кулачкового механизма
Максимальный ход толкателя (размах колебателя) S=30 ммград;
Рабочий угол кулачка φр=25°;
Частота вращения кривошипа nкр=100 мин-1;
число зубьев шестерни:Z5=12
число зубьев колеса: Z6=24
Структурная схема простого плоского кулачкового механизма .
Согласно классификации кулачковых механизмов устанавливаю тип
заданной схемы механизма:
) по служебному назначению – механизм обеспечивающий перемещение
выходного звена по заданному закону движения так как условиями курсового
проектирования задан закон движения выходного звена;
) по расположению звеньев в пространстве – механизм плоский так как
подвижные звенья 1 2 и 3 совершают движения в параллельных плоскостях что
соответствует заданным условиям курсового проектирования;
) по виду движения кулачка – механизм с вращательным движением
кулачка 1 что соответствует условиям курсового проектирования;
) по виду движения выходного звена – механизм с поступательным
) по наличию ролика в составе схемы – механизм с роликом что
соответствует условиям курсового проектирования;
) по виду кулачка – механизм с плоским кулачком так как условиями
курсового проектирования задана структурная схема простого плоского
кулачкового механизма;
) по форме рабочей поверхности выходного звена – механизм с
цилиндрической рабочей поверхностью выходного звена 2 что соответствует
заданной структурной схеме механизма;
Таким образом тип простого плоского кулачкового механизма: механизм
обеспечивает перемещение выходного звена по заданному закону движения
является плоским с вращательным движением кулачка 1 с поступательным
движением выходного звена 2 с роликом с плоским кулачком и цилиндрической
рабочей поверхностью выходного звена следовательно для определения
подвижности механизма данного вида следует выбрать формулу П.Л. Чебышева
Для определения названия звеньев и вида совершаемого ими движения
Полученный результат представлен в виде таблицы 1).
Для определения класса подвижности вида контакта и замыкания
кулачкового механизма продолжаю выполняемый анализ. Результат приведен в
Дефектом структуры является подвижность кинематической пары 3-2 так
как она не оказывает влияния на передаточную функцию простого плоского
кулачкового механизма следовательно соответствует местной подвижности.
Для исключения дефекта необходимо исключить ролик 3 из состава структуры
что вызовет модификацию кинематических пар. В этом случает кинематические
пары 1-3 и 3-2 прекратят свое существование а структура простого плоского
кулачкового механизма будет содержать два подвижных звена – кулачок 1 и
толкатель 2 две кинематические пары – 0-1 и 2-0 с подвижностью равной
единице и одну фрикционную кинематическую пару 1-2 с подвижностью равной
двум. Результат данной модификации представлен в таблице 3).
Анализ данных таблицы 3) показывает наличие одной кинематической
цепи обладающей следующими свойствами:
) кинематическая цепь простая так как все звенья входят в состав двух
) кинематическая цепь замкнутая так как структура механизма не
содержит звеньев входящих в состав одной кинематической пары.
Анализ таблицы 1) показывает что стойка представлена совокупностью двух
элементов – шарнирно-неподвижной опорой и направляющей ползуна.
Анализ данных таблицы 1) показывает что структура механизма
образована тремя звеньями два из которых – подвижные следовательно n 2 .
Анализ данных таблицы 8.3 показывает что структура содержит три
кинематических пары две из которых имею подвижность равной единице и одну
кинематическую пару с подвижностью равной двум следовательно p1 2 и
Тогда по выражению (6.1) получаю:
W 3 2 2 2 11 6 4 1 1 .
Результат означает что для однозначного математического описания
звеньев простого плоского кулачкового механизма на плоскости достаточно
одной обобщенной координаты.
Для вычисления величины аналога пути аналога скорости и аналога
ускорения воспользуюсь заданными функциональными зависимостями
где H – ход кулачкового механизма м;
ф – фазовый угол текущей фазы рад;
i – текущее значение фазового угла ( i 0 ф ) рад.
Ход простого плоского кулачкового механизма с ползуном
где Smax – максимальное перемещение толкателя.
С учетом заданных величин по (8.4) получаю
Масштабный коэффициент оси угла поворота кулачка определяется по
где 0 2 – произвольный отрезок мм.
Считая что 0 2 140 мм по (8.5) получаю
Масштабный коэффициент оси аналога пути
где H – произвольный отрезок мм.
Считая что H 100 мм по формуле (8.6) получаю
Масштабный коэффициент оси аналога скорости
– произвольный отрезок мм.
0 мм по (8.8) получаю
Масштабный коэффициент оси аналога ускорения
3051 мм по (8.10) получаю
Перевожу значения угла поворота кулачка аналогов пути скорости и
ускорения представленные в таблице 4) в масштабный коэффициент.
Полученные результаты представлены в таблице 5).
Перевожу значения фазовых углов в масштабный коэффициент
Таблица 4) – Значения пути аналогов скорости и ускорения
Аналог пути скорости
Выполняю синтез диаграмм аналогов пути скорости и ускорения. Для этого
формирую три плоские прямоугольные системы координат где оси аналогов
пути скорости и ускорения располагаю вертикально на одной прямой
последовательно друг под другом а ось угла поворота кулачка в каждом случае
располагаю горизонтально.
Dыполняю синтез диаграмм аналогов пути скорости и ускорения.
Результат представлен на листе 3 графической части. Совокупность данных
диаграмм является графическим результатом кинематического анализа простого
плоского кулачкового механизма.
Для реализации синтеза диаграммы функциональной зависимости аналога
пути от аналога скорости формирую плоскую прямоугольную систему координат
где ось аналога пути располагаю вертикально а ось аналога скорости –
Значения масштабных коэффициентов аналога пути и аналога скорости
Полученную систему координат поворачиваю на 180º по часовой стрелке
так как согласно заданию курсового проектирования ось аналога пути должна
быть расположена вертикально внизу (ВН).
По данным таблицы 5) выполняю синтез диаграммы функциональной
зависимости аналога пути от аналога скорости которая располагается на листе 3
Для определения величины радиуса исходного контура кулачка нахожу
область допустимых решений (ОДР).
Для синтеза области допустимых решений на диаграмме функциональной
зависимости аналога пути от аналога скорости выбираю точки 3 и 13
соответствующие максимальным значениям аналога скорости. По прямой 3-13
отступаю вправо и влево произвольные расстояния от замкнутой кривой
диаграммы и выбираю по одной точке лежащие на этой прямой. Через
полученные точки провожу перпендикуляры к прямой 3-13. От обоих
перпендикуляров в сторону замкнутой кривой диаграммы откладываю заданное
предельное значение угла давления и провожу по одной прямой через
выбранные точки. Используя метод параллельного переноса переношу данные
прямые на диаграмму таким образом чтобы эти прямые стали касательными к
замкнутой кривой диаграммы. Точка O соответствующая точке пересечения
касательных является вершиной области допустимых решений а часть
плоскости расположенная ниже этой точки и ограниченная касательными и есть
область допустимых решений.
Перевожу величину эксцентриситета в масштабный коэффициент оси
На вертикальной плоскости откладываю вправо и влево расстояние равное
эксцентриситету. Проведя вертикальные прямые получаю две точки O1 и O2
расположенные в области допустимых решений. При этом точка 0 находится
ближе к точке O2. Соединив эту точку с точкой 0 (начало отсчета системы
координат) получаю радиус
R0 0O2 S 84.5927 0 0005 0 042 м .
где 0O2 – отрезок соответствующий радиусу R0 в масштабном коэффициенте.
Таким образом радиусом исходного контура будет являться значение
Для определения значения углов давления воспользуюсь диаграммой
функциональной зависимости аналога пути от аналога скорости.
На замкнутой кривой выбираю текущие точки 0 17 соответствующие каждому
положению кулачка. Соединяю эти точки с точкой O2 . Через выбранные точки
перпендикуляры и прямые 0 17- O2 составляют между собой углы которые
являются углами давления в каждом положении кулачка. Значения углов
давления представлены в таблице 6).
Масштабный коэффициент оси углов давления
Перевожу значения углов давления в масштабный коэффициент. Результат
представлен в таблице 6).
С учетом по данным таблицы 6) выполняю синтез диаграммы углов
давления. Результат представлен на листе 3 графической части.
При синтезе кулачковых механизмов необходимо обеспечить выполнение
основного условия метрического синтеза (условия отсутствия самоторможения):
текущее значение угла давления в любой точке конструктивного профиля кулачка
не должно превышать предельного значения т.е.
– предельное значение угла давления в кинематических парах
содержащихся в структуре простого плоского кулачкового механизма.
Используя значения углов давления представленные в таблице 8.6 по (8.13)
провожу проверку условия отсутствия самоторможения кулачкового механизма.
Результат представлен в таблице 6).
Масштабный коэффициент длин
где R0 – произвольный отрезок мм.
Считая что R0 84 6 мм по (8.14) получаю
С учетом задания курсового проектирования выполняю метрический синтез
теоретического профиля кулачка. Результат представлен на листе 3 графической
Таблица 6) – Значения углов давления
Значение углов Условие метрического
С целью обеспечения достаточного соотношения контактных прочностей
рабочих поверхностей кулачка и ролика при выборе радиуса ролика необходимо
руководствоваться следующим условием:
rрол 0 4 R0 0 4 0042 00168 м .
Значение ролика должно быть целым натуральным числом входящим в
стандартный ряд параметров данного вида. С учетом (8.16) уточняю диапазон
rрол 035 0 45 r0 035 0 45 0042 00147 00186 м
Окончательно принимаю rрол 0017 м .
Перевожу значение радиуса ролика в масштабный коэффициент
В метрический синтез конструктивного профиля кулачка в масштабный
коэффициент длин. Результат приведен на листе 3 графической части.
С целью реализации метрического синтеза кинематической схемы простого
плоского кулачкового механизма в точку O полученной в предшествующем
разделе помещаю условное обозначение шарнирно-неподвижной опоры а точку
соответствующую началу отсчета системы координат принимаю за центр
вращения ролика. Проведя из этой точки окружность радиусом rрол 34 мм
получаю условное изображение ролика. Поместив в точку 0 условное
изображения вращательной кинематической пары а также добавив условное
изображение неподвижного ползуна завершаю процесс метрического синтеза.
Полученная кинематическая схема простого плоского кулачкового механизма
представлена на листе 4 графической части.
При выполнении курсового проекта были сделаны чертежи синтеза и
анализа планетарного механизма кулачкового механизма силового анализа
механизма и синтез рычажного механизма. Следовательно закреплены знания в
области теории механизмов и машин.
Список используемых источников
А. А. Машков Теория механизмов и машин. – Машиностроение
г. Москва 2009г. – 583.
С. Н. Кожевников Теория механизмов и машин. – Машиностроение
г. Москва 2009г. – 583с.
А. С. Кореняко Курсовое проектирование по теории механизмов и
машин. – Высшая школа Киев 2010г. – 330с.
И. П. Филонов Теория механизмов и машин и манипуляторов. –
Дизайн ПРО г. Минск 2008г. – 428с.
И. И. Артоболевский Теория механизмов и машин. – Наука г. Москва
К. В. Фролов Теория механизмов и машин. – Высшая школа г. Москва 2008г.

ТММ1.cdw

Кинематический анализ
Графики перемещения и скорости ползуна D
График угловой скорости звена 3

ТММ2.cdw

Схема нагружения ассура
Схема нагружения группы ассура
План сил для группы
План сил для группы Ассура
График изменения приведенного момента сил полезного сопротивления и сил тяжести
График изменения приведенного момента инерции механизма
План сил для начального звена
План сил начального звена

ТММ3.cdw

ТММ4.cdw

График перемещения толкателя
Вспомогательная диаграмма
График аналога скоростей
Центровой профиль кулачка
Практический профиль кулачка