Учреждение образования «БЕЛОРУССКИЙГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙУНИВЕРСИТЕТ»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
КУРСОВОГО ПРОЕКТА
Тема:
«Водяной насос»
Минск 2007
ВведениеСозданиесовременной машины требует от конструктора всестороннего анализа проекта.Расходы на изготовление и эксплуатацию должны быть минимальными, нообеспечивающими достижениезаданных параметров. Из допустимого множестварешений конструктор выбирает компромиссное решение с определенным наборомпараметров и проводит сравнительную оценку различных вариантов. Выделяютглавные критерии, а вспомогательные показатели используют как ограничения,накладываемые на элементы решения. Единой системой конструкторской документации(ЕСКД) установлено 5 стадий разработки документации на изделия всех отраслейпромышленности: техническое задание, техническое предложение, эскизный проект,технический проект и разработка рабочей документации.Основная целькурсового проектирования – привить навыки использования общих методовпроектирования и исследования механизмов для создания конкретных машин иприборов разнообразного назначения. Курсовое проектирование ставит задачиусвоения студентами определенных методик и навыков работы по направлениям:– оценкасоответствия структурной схемы механизма основным условиям работы механизма илиприбора
– проектированиеструктурной и кинематической схемы рычажного механизма по заданным основным идополнительным условиям
– анализурежима движения механизма при действии заданных сил
– учет силтрения в кинематических парах и определение коэффициента полезного действия
– проектированиезубчатых рядовых и планетарных механизмов
– расчетоптимальной геометрии зубчатых зацеплений выходного звена
– разработкациклограмм и тактограмм для систем управления механизмами
– определениемощности и выбор типа движения.
Задание накурсовое проектирование содержит название темы проекта, краткое описаниеназначения машины или прибора и функции их исполнительных органов и элементов,схемы согласованности перемещений исполнительных органов, исходные данные.
1. Динамический синтезрычажного механизма1.1 Задачи иметоды динамического синтеза и анализа машинного агрегата
Насос: Процессы в водяныхнасосах осуществляются за период одного оборота кривошипа.
Принципы работы водяногонасоса.
Одноцилиндровыйпоршневой насос предназначен для перекачивания жидкости. Движение отэлектродвигателя передается кривошипу через планетарный редуктор и зубчатуюпередачу. Преобразование вращательного движения кривошипа ввозвратно-поступательное движение поршня осуществляется трехзвенным рычажнымкулисным механизмом, состоящим из кривошипа, шатуна и ползуна (поршня).Всасывание жидкости в цилиндр происходит через впускной клапан во время ходапоршня вверх при давлении ниже атмосферного. Нагнетание жидкости происходитчерез выпускной клапан при ходе поршня вниз. Смазывание механизмов насосаосуществляется плунжерным масляным насосом кулачкового типа. Кулачекзакрепленный на одном валу с зубчатым колесом приводит в движение толкатель.Равномерное движение обеспечивает маховик.Таблица 1.1 – исходные данныепараметр значение единица измерения nk 300
об/мин H 115
мм l 0.22 - Pmax 0.8 MПa d 0.09 - q 30 кг/м d 230
мм ε 0.2 -
Массызвеньев: />; />; />
Моментыинерции: />; />
1.2 Структурныйанализ механизма
1.2.1Перечень звеньев механизма
1. –кривошип; 2. – шатун; 3 – ползун.1.2.2 Перечень кинематическихпар
0–1 – кинематическаяпара 5-го класса, вращательная;
1–2 – кинематическаяпара 5-го класса, вращательная;
2–3 – кинематическаяпара 5-го класса, вращательная;
3–0 – кинематическаяпара 5-го класса, поступательная;1.3 Определение степениподвижности механизма
Степень подвижностимеханизма определим по уравнению Чебышева
W= /> — /> — />
где />– количество движущихся звеньевмеханизма;
Для механизма,что исследуется, />=3, кинематическихпар 5-го класса />=4, кинематическиепары 4-го класса отсутствуют.
Имеем: W=3×3–2×4=1.
Для работы механизму необходиматолько одно ведущее звено, так как степень подвижности равна единице.
1.4 Определениенедостающих размеров1.4.1 Определениедлины
Определимдлину l1 и l2, которые находятся из следующего неравенства:/>(1)/>; />
/>; />; />; />;
из формулы (1)/> />
/>
/>; />
/>
/>1.4.2 Определяемугловую скорость
/>1.4.3 Определим массызвеньев
/>
/>
1.5 Описаниеопределения кинематических характеристик рычажного механизмаВ левой части чертежастроим планы положений механизма. За начальное положение механизма принимаемположение, когда кривошип и шатун находятся в мертвом положении (вытянуты водну линию). Затем строим 12 равноотстоящих положений входного звена (кривошипаАВ). Для выполнения построений планов положений механизма предварительноопределяем масштабный коэффициент длины.
/>
/>-действительная длиназвена АВ, м
АВ – отображающийее отрезок на чертеже, мм
Принимаем АВ=60 мм.
/>; />
/>; />
/>
Планыскоростей
Дляпостроения планов скоростей воспользуемся векторными уравнениями для построенияпланов скоростей.
/> (м/с)
Введеммасштабный коэффициент скорости />(м/мм*с)
pb = vb /μv = /> =71,6 мм
/>
Векторскорости точки В перпендикулярен звену АВ, вектор скорости точки Снаправлен по направлению движения поршня 3, вектор скорости точки Сотносительно точки В перпендикулярен звену ВС.
Для построенияотрезка ps2, изображающего векторскорости центра масс S2, воспользуемся теоремой подобия:
/>; />
Измеряем напланах скоростей длины соответствующих векторов и полученные значениязаписываем в таблицу 1.2.
Таблица 1.2 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 pc, мм 42,9 69,6 72,2 55 28,1 1,1 29,8 55,2 71 68,3 42,4 bc, мм 71,6 63,9 39 2,6 34,5 61,4 71,6 63,3 38,4 2,6 33,9 60,8
ps2, мм 46,5 55,1 68,4 71,8 64,2 52,4 46,6 52,3 63,7 71,4 68,5 55,9 1.6 Построениедиаграмм
Вычерчиваемзаданную индикаторную диаграмму, под линией движения ползуна. Масштабныйкоэффициент длин принимаем таким же как и для планов перемещений />.
Максимальнуюординату на графике давления принимаем равной 50 мм, тогда />.
Полный циклводяного насоса совершается за 1 оборот кривошипа.
Значение силыполезного сопротивления FCопределяем по формуле: />.
Знак «+»берется в том случае, когда сила FCнаправлена противоположнодвижению ползуна.
Определяемзначения давлений и сил сопротивления для всех положений кривошипа. Результатзаносим в таблицу 1.3.
Таблица 1.3 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Pi, МПа 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0,8 0,8 0,8 0,8 0,8 0,8
FCi, H 830 830 830 830 830 830 33221 33221 33221 33221 33221 33221
Строимдиаграмму аналогов скоростей рабочего звена, принимая максимальную ординату 150 мм.
/>
Результатызаносим в таблицу 1.4.
Таблица 1.4 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
vqc, мм 0,049 0,069 0,071 0,054 0,027 0,001 0,029 0,054 0,070 0,068 0,042
Принимаеммасштабный коэффициент: />
Строимдиаграмму аналогов скоростей выходного звена в зависимости от угла поворотакривошипа.
1.7 Динамическаямодель машинного агрегата
В связи снеобходимостью в данном проекте выполнения динамического анализакривошипно-ползунного механизма целесообразно динамическую модель машинногоагрегата представить в виде вращающегося звена (звена приведения), закондвижения которого был бы таким же, как и у кривошипа 1 механизма, т.е. />, />, />.
Приведенныймомент сил Mn представим в виде:
/>
/>-приведенныймомент сил сопротивления.
/>-приведенныймомент движущих сил, принимается в проекте постоянный.
Приведенныймомент инерции агрегата />определяетсяиз условия равенства кинематической энергии звена приведения и кинетическойэнергии звеньев машинного агрегата, характеризуемых переменными по величинеаналогами скоростей, а приведенный момент Мn находится из условия равенства элементарныхработ этого момента и тех действующих сил, которые приводятся к звенуприведения.1.8 Расчетприведенных моментов инерции
За звеноприведения примем кривошип АВ.
Общая формуладля определения приведенного момента инерции звеньев имеет вид:
/>
В моемкурсовом проекте эта формула будет следующей:
/>
Отношениескоростей есть передаточные функции, которые определяются из планов скоростей.
Введемобозначения:
/>; />; />
/>
/>
/>
/>кг
/>кг
/>кг
/>
/>
/>кг/>
/>кг/>
/>
/> кг*м2/мм
Результатывычислений приведены в таблице 1.5. По этим же данным строим диаграммуприведенного момента инерции механизма.
Таблица 1.5 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Jп, кг*м2 0,058 0,071 0,092 0,096 0,080 0,064 0,058 0,065 0,080 0,094 0,091 0,071
По осиабсцисс принимаем масштабный коэффициент:
/>
где L – длинаотрезка оси абсцисс, соответствующая углу 2π рад.1.9 Расчётприведенных моментов сил сопротивления
Определяемприведенный к валу кривошипа момент />от силсопротивления, при этом учитываем действие сил />,/>, />. Силу веса кривошипа />учитывать не следует, таккак ее работа равна нулю (центр тяжести кривошипа совпадает с осью вращения – егоскорость равна нулю) и приведенный момент от нее равен нулю.
Приведенныймомент найдем из условия и равенства мощностей приведенного момента иприводимых сил:
/>
α-угол между направлениемсилы /> и направлением скорости />центра тяжести />.
Знак «+»перед мощностями сил веса и сил сопротивлений будем ставить тогда, когда эта силаявляется силой сопротивления; знак «–» перед движущими силами.
Окончательнополучим:
/>
Fc[1–6] = 830 H
Fc[7–12] = 33221 H
G2 = m2*g= 7.8*9.81 = 76,518 H
G3 = m3*g= 7.8*9.81 = 76,518 H 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
cos α 0.034 -0.669 -0.933 -0.999 -0.939 -0.656 -0.034 0.615 0.920 0.999 0.951 0.707
Результатызаносим в таблицу 1.6.
Таблица 1.6 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Mпр,
Hм -0,0955 -23,308 -37,5718 -36,641 -29,09 -14,64 -28,89 -778,34 -1441,8 -1854,7 -1784,4 -1107,8
/>
1.10Определение работы сил сопротивления А и движущих сил Аg
Так какработы сил сопротивления равны />, то график /> строим методомчисленного интегрирования графика /> поформуле трапеции:
/>
/> — шаг интегрирования
Результатызаносим в таблицу 1.7
Таблица 1.7 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1» А, Дж -6,12 -22 -41,4 -58,6 -70 -81,38 -292,6 -873,4 -1735,9 -2688 -3444,7 -3734,5
/>Дж/мм1.11Построение графика изменения кинетической энергии и диаграммы «энергия-масса»
Дляпостроения графика изменения кинетической энергии поступаем следующим образом:вычитаем ординаты графика /> из соответствующих ординат графика /> и строим график суммарной(избыточной) работы />, которыйодновременно является графиком изменения кинетической энергии механизма иприведенного момента инерции.
/>Дж/мм1.12 Определениепараметров маховика
Дляопределения момента инерции маховика по закону коэффициента неравномерностидвижения δ следует провести касательные к графику «энергия-масса» подуглами ψmaxи ψminк оси абсцисс (осиприведенного момента инерции) тангенсы которых определяются по формуле:
/>
/>
/>; />
/> кг*м2
Т.к. маховиквыполнен в форме стального диска, момент инерции маховика будет равен:
/>,
где m – массамаховика, r – плотность (для стали r=7800 кг/м3), yb = b/D – относительнаяширина маховика.
Подставивзначения получим:
/>
/>Масса маховика
/>(кг)1.13Определение истинной угловой скорости звена приведения
Истинная угловаяскорость звена приведения находится следующим образом:
/>;
где />
/>Дж
/>с-1
Результатывычислений приведены в таблице 1.8
Таблица 1.8 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
/>, с-1 29,88 29,89 29,89 29,91 29,94 29,97 29,99 29,99 29,96 29,92 29,88 29,87
/>
Проверка: />%
2.Динамический анализ рычажного механизма
Силовойрасчет механизма
Задачейсилового анализа является определение при заданном законе движения неизвестнойвнутренней силы, то есть усилия (реакции) в кинематических парах. Эта задачарешается с применением принципа Даламбера. Силовой расчет плоских рычажныхмеханизмов выполняется по группам Асура в порядке обратном их присоединения квходному звену.
2.1Определение углового ускорения звена приведения
Угловоеускорение определяем из дифференциального уравнения машинного агрегата:
/>;
где />
Расчетпроизводим для 10-го положения механизма (Мпр10 — максимальный).
/>
/>-угол наклона касательнойк кривой графика />к оси абсцисс висследуемой точке.
Подставляемранее определенные значения и получим:
/>
Ведущее звенодвижется замедленно.
2.2Определение линейных и угловых скоростей, ускорений точек и звеньев механизма
Дляпостроения плана механизма в 10-ом положении примем масштабный коэффициент />м/мм
Дляпостроения плана скоростей определим скорость точки В.
/>м/с
Принявотрезок pb=340 мм, определим масштабный коэффициент.
/>м/(с·мм)
Построениеплана ведется в соответствии с векторными уравнениями рассмотренными вположении №10. Тогда действительные скорости:
/>м/c
/>м/c
/> с-1
/>м/c
Направление /> получим,поместив вектор /> в точку С звена 2 и рассмотревповорот звена под его действием относительно точки В.
Так каккривошип вращается неравномерно, ускорение точки В кривошипа равно:
/>
/>
/>
Выбираеммасштабный коэффициент для ускорения />.
Вычисляемотрезки изображающие /> и />
/> мм,
/>мм
Из полюса /> откладываем />║ АВ направленный кцентру вращения, отрезок />┴АВ в направлении />.
Ускорениеточки С найдем, решив графически систему векторных уравнений.
/>
гденормальная составляющая />║СВ и равна:
/>
/>мм
тангенциальнаясоставляющая /> ┴ СВ.
Точка /> принадлежит стойке,поэтому />║.
Положениеточки /> найдем по теореме подобия:
/>мм
Тогдадействительные ускорения точек и звеньев равны:
/>м/с2
/> м/с2
/> м/с2
/>
Направление /> получим, помещая /> в точку С и рассматриваяповорот звена 2 под его действием относительно точки В. Звено движется ускоренно.
2.3 Расчетсил, действующих на звенья механизма
Определимсилы тяжести звеньев, главные векторы и главные моменты сил инерции звеньев.
Звено 1: />
/> — т.к. кривошипуравновешен.
/>
Звено 2: />
/>
/>
Звено 3: />
/>
/>
Ф2= />; Ф3= />
2.4Определение значений динамических реакций в кинематических парах групп Ассура
Fc[10] = 33221,2 H
Отсоединимгруппу Асура (2; 3). Приложим все известные внешние силы, главный вектор силинерции Fи2 и главный момент сил инерции Ми2, а вместо отброшенных звеньев 1 и стойки 0приложим реакции F21 иF30, причем неизвестного повеличине F21 представим как сумму: />, а реакцию F30 направим перпендикулярнонаправляющей ползуна.
Определимреакцию /> из условия /> для звена 2
/>
/>/>
Дляопределения составляющей /> и реакции F30 запишем на основаниипринципа Даламбера векторное уравнение статики для групп Ассура (2; 3)
/>
Выбираеммасштабный коэффициент />Н/мм
Определимчертежные отрезки, изображающие силы на чертеже:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Строим плансил группы Асура (2; 3)
Из планаопределяем:
/>
/>
/>
Переходим ксиловому расчету механизма 1 класса. В точку В приложим реакцию />. К звену 1 прикладываемглавный момент сил инерции />идвижущий момент. Рассмотрим равновесие звена 1 относительно точки А.
/>
Из плана силопределяем: />.
2.5 Оценкаточности расчетов
Находимотносительную погрешность:
/>
/>
594,6 +1258,8 – 33600·58,05·0,00095 = 1853,4 – 1852,9 = 0,5 ≈ 0.
3. Синтеззубчатого механизмаИсходныеданные:
Параметрыпланетарного редуктора:U1H = 5,5; k = 4; m1 = 7 мм.
Параметрыоткрытой зубчатой передачи:Z4 = 15; Z5 = 28; m = 12 мм.
Параметрыисходного контура по ГОСТ 16532–70:a = 20 град; ha* = 1; c* = 0,25.3.1 Подборчисел зубьев
Подбор чиселзубьев и числа сателлитов производим с учетом условия соосности:/> воспользуемся формулойВиллиса с учетом/>
/>; />
/>; />
/>
Подбор зубьевпроизводим путем подбора с учетом ряда ограничений:
Для колес свнешними зубьями: Z1 ≥ Zmin= 17
Для колес свнутренними зубьями: Z3 ≥ Zmin = 85 при ha* = 1
Принимаем Z1 = 24, Z3 = (U1H – 1)*Z1 = 4.5 * 24 = 108
Число зубьев Z2 определяем из условиясоседства:
Z1 + Z2 = Z3 – Z2
/> — условие целостности выполняется.
Сборканескольких сателлитов должна выполняться без натягов при равных окружных шагахмежду ними. Оно выражается следующим соотношением:
/>, где Ц = 1, 2, 3, … – целое число;p = 0
/> — условие целостности выполняется
/>; />
/> — выполняется.
Окончательнопринимаем Z1= 24; Z2= 42; Z3= 108.
Определяемдиаметры колес планетарного редуктора. Редуктор собирается из колес безсмещения.
/> />мм
/>мм
/>мм
Вычерчиваемсхему редуктора в масштабе 1: 33.2Проектирование цилиндрической эвольвенты зубчатой передачи внешнего зацепления
Исходныеданные:
Z1 =13, Z2 =28 – числа зубьев колёс;
m = 8 мм – модульзацепления;
h*a = 1 – коэффициент высотыголовки зуба;
с*= 0,25 – коэффициент радиального зазора.3.2.1 Выбор коэффициентов смещения x1и x2исходного контура
Коэффициентысмещения /> и /> должны соответствоватьусловию: (При отсутствии подрезания зубьев.)
x1 ³ xmin1; x2 ³ xmin2
xmin1 и xmin2 определяем по формуле:
/>;
Наименьшийкоэффициент смещения по критерию отсутствия подрезания зуба при заданных числахзубьев:
/>;
/>;
Выбираемкоэффициенты смещения /> и /> из таблицы коэффициента смещениядля силовых передач при свободном выборе межосевого расстояния (Z1 = 10…30, Z2 ≤ 30): x1=0.3; x2=0; xå=x1+x2=0,3.
3.2.2 Угол зацепления />
/>;
aw=22.06160=2204’
3.2.3 Делительныедиаметры d1 иd2d1 = m*z1= 8*13 = 104 ммd2 = m*z2= 18*28 = 224 мм3.2.8 Радиусы основныхокружностей
/>;
/>.3.2.4 Делительноемежосевое расстояние передачи
/>3.2.5 Межосевоерасстояние передачи
/>3.2.6 Коэффициентвоспринимаемого смещения
/>3.2.7 Коэффициентуравнительного смещения
/>
3.2.8 Радиусы начальных окружностей
/>
/>
Проверкавычислений:
aw = rw1 + rw2 = 52.72 + 113.56 = 166.28(мм)
Радиусывершин зубьев
/>
/>3.2.9 Радиусы впадин
/>
/>
Высота зубьевколес
/>
h= ra1 – rf1 = ra2 – rf2 = 56,68 – 44,4= 114,28 – 102 = 12,28 (мм)Основной делительный шагзубьев
/> мм
Относительныетолщины зубьев на вершинах в пределах нормы.
Вычерчиваемпо полученным данным эвольвенту зубчатого зацепления в масштабе М 2,5: 1.
4. Синтез кулачковогомеханизма4.1 Основные положенияи определения
Кулачковыммеханизмом называется трехзвенный механизм, составленный из стойки и двухподвижных звеньев (кулачка и толкателя), связанных между собой посредствомвысшей кинематической пары. Механизм служит для воспроизведения заданногопериодического закона движения ведомого звена. Ведущим звеном в кулачковоммеханизме является, как правило, кулачок, ведомым звеном толкатель.
Толкатель вкулачковом механизме заканчивается, как правило, вращающимся роликом, которыйкасается кулачка непосредственно. Наличие ролика никак не отражается на законедвижения толкателя. Назначение ролика – перевод трения скольжения толкателя покулачку, в трение качения ролика по поверхности кулачка. В итоге получаемповышение долговечности кулачкового механизма по износу.
Кулачку вкулачковом механизме присущи два профиля – действительный (рабочий) и теоретический.
Действительнымпрофилем является профиль кулачка, с которым непосредственно соприкасаетсяролик толкателя.
Теоретическийпрофиль – это кривая, которую описывает центр ролика толкателя при движенииотносительно кулачка.
Действительныйи теоретический профили кулачка являются эквидистантными (равноудаленными другот друга) кривыми.
В движениикулачкового механизма различают в общем случае четыре этапа (фазы):
1 этап – удалениетолкателя, фазовый угол />, 2 этап– дальнее стояние толкателя, фазовый угол />.Профиль кулачка на этапе дальнего стояния есть окружность радиуса />с центром на оси О вращениякулачка.
3 этап – приближениетолкателя, фазовый угол />. 4 этап– ближнее стояние толкателя, фазовый угол />.
Профилькулачка на этапе ближнего стояния толкателя, является дугой окружности радиуса />, с центром на оси Овращения кулачка. При этом />.
Соответствиемежду фазовыми углами в движении кулачка и перемещением толкателяустанавливается, так называемой, циклограммой работы кулачкового механизма.4.2 Исходныеданные
/>ход толкателя, мм;
/> фазовые углы кулачка, соответствующиеэтапам удаления и приближения толкателя, градусы;
/>фазовые углы кулачка, соответствующиедальнему и ближнему стоянию толкателя, градусы;
Законыдвижения:
– приудалении: трапецеидальный
– приприближении: параболический симметричный4.3 Расчетпередаточных функций выходного звенаРассчитаем перемещения Si и аналог ускорения Si¢ по соответствующимзаданному закону формулам.Фаза удаления:
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
h = 20 (мм); φy= 120º = 2.093 рад; ji=0, 0.348, 0.697, 1.046, 1.395, 1.744, 2.093 радФаза возвращения:
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
/>, при />
φb = 50º =0,872 рад, ji=0, 0.145,0.29, 0.436, 0.581, 0.726, 0.872 рад
Табл. 4.1
i
/>
ji
Si, м S`, м S``, м
yi, мм y`, мм y``, мм Фаза удаления 1 20 20 0,00065 0,00563 0,03238 1,3 11,26 64,76 2 40 40 0,00395 0,01377 0,02435 7,9 27,54 48,7 3 60 60 0,01001 0,01908 0,00006 20,02 38,16 0,12 4 80 80 0,01601 0,01381 -0,0243 32,02 27,62 -48,6 5 100 100 0,01935 0,00531 -0,0243 38,7 10,62 -48,6 6 120 120 0,02 40 Фаза приближения 7 220 0,0526 105,2 8 8.33 228.33 0,0011 0,0133 0,0526 2,2 7,3 105,2 9 16.66 236.66 0,00424 0,0266 0,0526 8,48 14,6 105,2 10 24.99 244.99 0,01 0,04 0,0526 20 21,9 105,2 11 33.32 253.32 0,01554 0,01755 -0,0526 31,08 19 -105,2 12 41.65 261.65 0,01887 0,0088 -0,0526 37,74 9,5 -105,2 13 50 270 0,02 -0,0526 40 -105,2
μl= 0,0005 м/мм.
4.4Определение основных размеров
Определимминимальный радиус кулачка из условия выпуклости профиля. Для этого наосновании графиков S(φ) и S» (φ), строим график S(S’’). Проведем касательнуюпод углом 45 к оси S. За центр вращения кулачка выбираем точку Оi лежащая ниже точки О на10 мм.
Ro= 0,0752 м
Проводим окружностьрадиусом Ro. Так как e = 0, линия движениятолкателя yy проходит через центр вращения кулачка Оi. Вдоль этой линии отточки АО откладываетсяперемещение толкателя согласно графику.
Заключение
Врезультате выполнения курсовой работы закрепил и обобщил знания и навыки,полученные при изучении дисциплины, научился применять на практике теорию курса(кинематику, динамику, синтез эвольвентного зацепления и синтез кулачковогомеханизма).
Выполняякурсовой проект по теории машин и механизмов, овладел навыками использованияобщих методов проектирования и исследования механизмов. Также овладел методамиопределения кинематических параметров механизмов, оценки сил, что действуют наотдельные звенья механизма, научился оценивать сконструированный механизм сточки зрения его назначения – обеспечивать необходимые параметры движения.
Списокиспользованных источников
1.Попов С.А. Курсовоепроектирование по теории механизмов и механике машин. – М.: Высшая школа, 1986.
2.Попов С.А.,Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механикемашин. – М.: Высшая школа, 1999.
3.Курсовоепроектирование по теории механизмов и машин. / Под ред. Девойно Г.Н. – Мин.:Высшая школа, 1986.
4.Теориямеханизмов и машин. / Под ред. Фролова К.В.