Домой	Поиск	Войти	Контакты		Добавить в избранное
					Сделать стартовой

ГЛАВНАЯ

ИНФОБЛОК

НОВОСТИ

ВОЙТИ

КОНТАКТЫ

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА

МЕНЮ

Главная

Технология

Уголовное и уголовно-исполнительное право

Строительство и архитектура

Спорт и туризм

Социология и обществознание

Сельское лесное хозяйство и землепользование

Религия и мифология

Разное

Психология

Производство и технологии

Программирование компьютеры и кибернетика

Начертательная геометрия

Не сортированные

Оккультизм и уфология

Программирование и комп-ры

Экологическое право

Экология

Экономика

Экономико-математическое моделирование

Экономическая география

Финансовый менеджмент финансовая математика

Финансы деньги кредит

Вертикальный пресс

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Вертикальный пресс

Вертикальный пресс

Учреждение образования ‹‹БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ››

Факультет ‹‹ХТиТ ››

Кафедра ‹‹ТМ ››

Специальность «1-36 07 01»

Специализация ‹‹МиОПСМ»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

КУРСОВОГО ПРОЕКТА

по дисциплине ‹‹ Теория механизмов и машин ››

Тема : ”Вертикальный пресс”

Исполнитель

студент 3 курса группы 3А Вареник Ю.А.

Руководитель Ласовский Р.Н.

Курсовой проект защищен с оценкой

Руководитель Ласовский Р.Н.

Минск 2007

Содержание

Введение
Реферат
1 Динамический синтез рычажного механизма

1.1 Задачи и методы динамического синтеза и механизма

1.2 Структурный анализ механизма
1.3 Кинематический синтез рычажного механизма
1.4 Описание построения планов аналогов скоростей

1.5 Определение приведенных моментов инерции
1.6 Определим силы сопротивления
1.7 Расчет приведенных моментов сил
1.8 Описание построения диаграмм работ, изменения кинетиской энергии, диаграммы Виттенбауэра

1.9 Определение момента инерции маховика

1.10 Определение закона движения звена приведения
2 Динамический анализ рычажного механизма

2.1 Задачи динамического анализа рычажного механизма

2.2 Кинематический анализ
2.3 Определение инерционной нагрузки
2.4 Силовой расчет
3 Синтез зубчатого зацепления
3.1 Проектирование цилиндрической эвольвенты зубчатой передачи внешнего зацепления

3.2 Геометрический синтез планетарного механизма
4 Синтез кулачкового механизма

4.1 Задачи синтеза кулачкового механизма

4.2 Определение кинематических характеристик

4.3 Определение основных размеров
4.4 Построение профиля кулачка
4.5 Расчет коэффициента жесткости пружины
Заключение

Список использованных источников
Введение

Создание современной машины требует от конструктора всестороннего анализа проекта. Расходы на изготовление и эксплуатацию должны быть минимальными, но обеспечивающими достижение заданных параметров. Из допустимого множества решений конструктор выбирает компромиссное решение с определенным набором параметров и проводит сравнительную оценку различных вариантов. Выделяют главные критерии, а вспомогательные показатели используют как ограничения, накладываемые на элементы решения. Единой системой конструкторской документации (ЕСКД) установлено 5 стадий разработки документации на изделия всех отраслей промышленности: техническое задание, техническое предложение, эскизный проект, технический проект и разработка рабочей документации.

Основная цель курсового проектирования - привить навыки использования общих методов проектирования и исследования механизмов для создания конкретных машин и приборов разнообразного назначения. Курсовое проектирование ставит задачи усвоения студентами определенных методик и навыков работы по направлениям:

-оценка соответствия структурной схемы механизма основным условиям работы механизма или прибора

-проектирование структурной и кинематической схемы рычажного механизма по заданным основным и дополнительным условиям
-анализу режима движения механизма при действии заданных сил
-учет сил трения в кинематических парах и определение коэффициента полезного действия
-проектирование зубчатых рядовых и планетарных механизмов
-расчет оптимальной геометрии зубчатых зацеплений выходного звена
-определение мощности и выбор типа движения.
Задание на курсовое проектирование содержит название темы проекта, краткое описание назначения машины или прибора и функции их исполнительных органов и элементов, схемы согласованности перемещений исполнительных органов, исходные данные.

Реферат

ГЛАВНЫЙ ВЕКТОР СИЛ ИНЕРЦИИ, ДИНАМИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ, ЗУБЧАТОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ, КУЛАЧКОВЫЙ МЕХАНИЗМ, МАХОВИК, ОСЬ ВРАЩЕНИЯ, ПРИВЕДЕННЫЙ МОМЕНТ ИНЕРЦИИ, РЫЧАЖНЫЙ МЕХАНИЗМ, СИНТЕЗ МЕХАНИЗМА, СХЕМА УГЛА ДАВЛЕНИЯ, ЭВОЛЬВЕНТНОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ

Целю выполнения курсового проекта является привить навыки использования общих методов проектирования и исследования механизмов для создания конкретных машин и приборов разнообразного назначения.

В данной пояснительной записке содержится динамический синтез рычажного механизма (определение кинематических передаточных функций скорости выходного и промежуточных звеньев, определение закона движения входного звена механизма под действием сил). Силовой анализ рычажного механизма (определение сил в кинематических парах механизма с учетом геометрии масс звеньев и их ускоренного движения). Синтез зубчатого механизма, который включает в себя расчет геометрии зацепления, и синтез планетарных и волновых зубчатых механизмов. Синтез кулачкового механизма (разработка циклограмм и тактограмм системы механизмов).
Графическая часть включает:

- динамический синтез рычажного механизма - 1 лист А1;

-силовой анализ рычажного механизма - 1 лист А1;

- синтез зубчатых механизмов -1 лист А1;

-синтез кулачкового механизма -1 лист А1.

1 Динамический синтез рычажного механизма

1.1 Задачи и методы динамического синтеза и механизма

Пресс: Процесс работы пресса осуществляется за период одного оборота кривошипа.

Принципы работы вертикального пресса.

Вертикальный пресс предназначен для получения изделий методом прессовки. Движение от электродвигателя передается кривошипу через планетарный редуктор и зубчатую передачу. Преобразование вращательного движения кривошипа в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется шестизвенным рычажным кулисным механизмом, состоящим из кривошипа, шатуна, качающейся кулисы, кулисной тарелки, ползуна (поршня).. Смазывание механизмов пресса осуществляется плунжерным масляным насосом кулачкового типа. Кулачек закрепленный на одном валу с зубчатым колесом приводит в движение толкатель. Равномерное движение обеспечивает маховик.

Задачей динамического синтеза является определение постоянной определяющей составляющей приведенного момента инерции, при котором колебания скорости звена приведения не превышает значений, определяемых заданным коэффициентом неравномерности движения .

Задачей динамического анализа является определение закона движения звена приведения в виде и при полученном значении (куда входит искомый момент инерции маховика).

1.2 Структурный анализ механизма

Перечень звеньев механизма:

1 - кривошип; 2 - шатун; 3 - ползун.

Перечень кинематических пар:

0-1 - кинематическая пара 5-го класса, вращающаяся;

1-2 - кинематическая пара 5-го класса, вращающаяся;

2-3 - кинематическая пара 5-го класса, вращающаяся;

3-0 - кинематическая пара 5-го класса, поступательная;

Проведем структурный анализ механизма (рис 2.1) и установим класс заданного механизма. Число звеньев , число подвижных звеньев , число кинематических пар V класса , степень подвижности:

Входное звено 1 и стойка 0 образовывают механизм первого класса. Звенья 2 и 3 - группу Асура 2-го класса 2-го порядка 2-го вида. Данный механизм относится ко второму классу.

Структурная формула механизма будет иметь вид:

Рисунок 1.1 - структурный анализ механизма

1.3 Кинематический синтез рычажного механизма

Определение недостающих размеров

Определение длинны l1 и l2 , которые находятся из следующего равенства:

, (1. с.51) формула (2.12)

где ; ; ; ; ; ;
подставив данные в формулу найдем ,и е:

получаем

e=0.0105м

Определяем угловую скорость:

где - отношение длины кривошипа к длине шатуна,

- длина кривошипа АВ,

- длина шатуна ВС,

- ход ползуна,

? - Отношение эксцентриситета к длине кривошипа.

Рисунок 1.2

При графическом методе на чертеже изображаются звенья механизма в виде отрезков определенной длинны (в миллиметрах), соответствующих длине звеньев в ед. СИ, и кинематические пары связывающие звенья между собой в виде условных обозначений. Для построения планов положения механизма выбираем масштабный коэффициент длины:

Длины отрезков на чертеже:

Основная система координат XOY связана со стойкой, а ее начало совпадает с осью вращения А входного звена 1. Обобщенной координатой ?1 механизма является угол поворота входного начального звена 1. Угол поворота считается положительным при отсчете от отрицательного направления оси ОХ по часовой стрелке, отрицательным - против часовой стрелки. Траекторию точки В звена 1 (окружность) делим на 12 равных частей.

1.4 Описание построения планов аналогов скоростей

Необходимо построить планы аналогов скоростей для 12 положений механизма и определить длины отрезков, изображающих аналоги скоростей на планах.

Для построения планов скоростей воспользуемся векторными уравнениями. Скорость точки В (кривошипа):

Масштабный коэффициент плана скоростей:

При построении планов аналогов скоростей длина отрезка pb будет равна:

Для построения аналогов скорости точки С составим векторное уравнение и решим его графически:

Строим аналог скорости центра масс - точки (отрезок ). По теореме подобия получаем:

На планах аналогов скоростей измеряем длины соответствующих векторов. Полученные значения заносим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1.

№ положения	1	2	3	4	5	6	7
f (градусы)	0	30	60	90	120	150
pc (мм)	0	36	59	61,6	47,5	26	3,5
bс (мм)	61,6	53	31,5	0	31	58,9	61
bs2 (мм)	21,6	18,6	11	0	10,9	20,6	21
ps2(мм)	40	47,2	58,5	61,6	55	44	40
Vc (м/c)	0	0,288	0,472	0,493	0,38	0,208	0,028
Vcb (м/с)	0,493	0,424	0,252	0	0,248	0,471	0,488
Vs2 (м/с)	0,32	0,378	0,468	0,493	0,44	0,352	0,32
№ положения	8	9	10	11	12	13	14
f (градусы)	180	210	240	270	300	330
pc (мм)	0	22	44,5	61,6	61,6	39	0
cb (мм)	61,6	54	32,2	0	31,5	54	61,6
bs2 (мм)	21,6	18,9	11,27	0	11	18,9	21,6
ps2 (мм)	40	44,5	53,6	61,6	59	48,5	40
Vc (м/c)	0	0,176	0,356	0,493	0,493	0,312	0
Vcb (м/с)	0,493	0,432	0,258	0	0,252	0,432	0,493
Vs2 (м/с)	0,32	0,356	0,429	0,493	0,472	0,388	0,32

1.5 Определение приведенных моментов инерции

Найдем массы кривошипа, шатуна, поршня:

Определим величины приведенных моментов инерции для всех положений механизма и занесем полученные результаты в таблицу 1.2

Таблица 1.2

№ пол	1	2	3	4	5	6	7
IA	2,06	2,06	2,06	2,06	2,06	2,06	2,06
A	0,162	0,226	0,346	0,384	0,306	0,196	0,162
B	0,0097	0,007	0,003	0	0,0025	0,0088	0,009
C	0	0,242	0,65	0,71	0,421	0,126	0,002
Iпр	2,2317	2,535	3,059	3,154	2,79	2,391	2,233
№ пол	8	9	10	11	12	13	14
IА	2,06	2,06	2,06	2,06	2,06	2,06	2,06
А	0,162	0,2	0,29	0,384	0,35	0,238	0,162
В	0,0097	0,0076	0,0027	0	0,003	0,007	0,0097
С	0	0,09	0,37	0,71	0,71	0,284	0
Iпр	2,232	2,358	2,723	3,154	3,123	2,589	2,2317

1.6 Определим силы сопротивления

Значение силы сопротивления найдем из индикаторной диаграммы.

Рассчитаем силы сопротивления для 14 положений механизма, полученные данные занесем в таблицу 1.3:

Таблица 1.3

№ пол	1	2	3	4	5	6	7
Fс, кН	0	0	0	0	0	0	0
№ пол	8	9	10	11	12	13	14
Fс, кН	0	0,8	2	4	8,8	18,4	17,12

1.7 Расчет приведенных моментов сил

Определим приведенный к валу кривошипа момент от сил сопротивления из условия равенства мощностей приведенного момента и сил.

(1.1)

Подставляя вместо скоростей отрезки, изображающие соответствующие скорости на планах скоростей, получим:

(1.2)

где - проекция отрезка на направление силы тяжести звена ВС (на вертикаль).

(1.3)

При этом знак «+»будем ставить перед силами веса и силами сопротивлений тогда, когда эта сила является силой сопротивления; знак «-» перед движущими силами.

Определим значения для каждого положения механизма, результаты занесем в таблицу 1.4.

Таблица 1.4

№ положения	1	2	3	4	5	6	7
Fc, Н	0	0	0	0	0	0	0
G2, H	716,13	716,13	716,13	716,13	716,13	716,13	716,13
G3, H	1324,35	1324,35	1324,35	1324,35	1324,35	1324,35	1324,35
Mпр, Н*м	0	83,084	138,319	147,935	117,444	64,968	8,405
№ положения	8	9	10	11	12	13	14
Fc, Н	0	800	2000	4000	8800	18400	17120
G2, H	716,13	716,13	716,13	716,13	716,13	716,13	716,13
G3, H	1324,35	1324,35	1324,35	1324,35	1324,35	1324,35	1324,35
Mпр, Н*м	0	-78,605	-215,915	-437,935	-781,215	-934,024	0

1.8 Описание построения диаграмм работ, изменения кинетиской энергии, диаграммы Виттенбауэра

Методом графического интегрирования диаграммы приведенных моментов сил с полюсным расстоянием получаем диаграмму работ сил сопротивления .

Диаграмма работ движущих сил - прямая линия, соединяющая начало координат с последней точкой диаграммы , так как момент движущих сил .

[1] стр. 135 (1.4)

В соответствии с выражением строим диаграмму избыточных работ (изменения кинетической энергии).

Диаграмму Виттенбауэра строим при помощи диаграмм избыточных работ и приведенного момента инерции , исключая общий параметр : .

1.9 Определение момента инерции маховика

По заданному коэффициенту неравномерности вращения кривошипа и средней угловой скорости определяем углы и , образованных касательными к диаграмме Виттенбауэра с осью абсцисс.

[1] стр. 137

На диаграмме под углами и проводим касательные до пересечения с осью в точках K, L. Величина отрезка

Момент инерции маховика находим по формуле:

(1.5)

1.10 Определение закона движения звена приведения

Угловая скорость , [1] стр. 138 (1.6)

где начальная кинетическая энергия (в начале цикла).

На основании диаграммы Виттенбауэра:

[1] стр. 138 (1.7)

Результаты определения приведены в таблице 1.5, на основании которой построен график . Масштабный коэффициент:

Для положения 0:

Таблица 1.5

№ положения	1	2	3	4	5	6	7
To	2374	2374	2374	2374	2374	2374	2374
Iмах	120,3	120,3	120,3	120,3	120,3	120,3	120,3
Iмах+Iпрi	122,53	122,83	123,36	123,45	123,09	122,69	122,53
?Т	0	103	240	391	550	692	791
i	6,46	6,61	6,82	7,01	7,17	7,31	7,41
№ положения	8	9	10	11	12	13	14
To	3060	3060	3060	3060	3060	3060	2374
Iмах	33,5	33,5	33,5	33,5	33,5	33,5	120,3
Iмах+Iпрi	122,53	122,66	123,02	123,45	123,42	122,89	122,53
?Т	811	850	850	765	532	152	-30
i	7,43	7,48	7,49	7,44	7,17	6,68	6,42

Определим среднюю угловую скорость:

Определим погрешность вычислений.

2 Динамический анализ рычажного механизма

2.1 Задачи динамического анализа рычажного механизма

Задание внешних сил, действующих на звенья механизма, позволяет найти закон движения начального звена в виде зависимостей ?1(t) и ?1(t). Следовательно, при силовом расчете механизмов законы движения начального звена и всех остальных подвижных звеньев механизма считаются заданными. Угловые ускорения звеньев и линейные ускорения центров масс, определяющие силы инерции звеньев при их движении, могут быть найдены методами кинематического анализа: с использованием аналитических, графических или численных методов исследования.

Знание сил в кинематических парах необходимо для расчетов на прочность, жесткость, износостойкость, надежность, для выбора типа и размеров подшипников, определения коэффициента полезного действия и др.

Решение задач динамического анализа механизма основано на принципе Даламбера.

2.2 Кинематический анализ

Найдем угловое ускорение: Угловое ускорение определяют из дифференциального уравнения движения:

(2.1)

где производная вычисляется по правилу графического дифференцирования.

Для положения 13:

где - угол наклона касательной к графику .

(2.2)

где - угол наклона касательной к графику .

Расхождение угловых ускорений составляет:

Для расчетов принимаем среднее значение:

Используем графический метод построения планов скоростей и ускорений. Определяем скорость точки В:

(2.3)

Принимаем масштабный коэффициент . Тогда отрезок, изображающий , равен:

Определяем скорость точки С:

где ; .

Определяем ускорение точки В:

(2.4)

где - нормальная составляющая ускорения точки В, направленная от В к А; - тангенциальная составляющая ускорения точки В; сонаправлена с .

(2.5)

(2.6)

Принимаем масштабный коэффициент и находим отрезки, изображающие и :

;

Определяем ускорение точки С:

где - направлена от точки С к точке В; .

(2.7)

(2.8)

По свойству подобия находим точку S2:

Из плана ускорений находим:

(2.9)

2.3 Определение инерционной нагрузки

Определяем силы и моменты сил инерции:

(2.10)

; (2.11)

. (2.12)

(2.13)

Силы инерции направлены противоположено ускорениям центров масс, а моменты сил инерции - противоположено угловым ускорениям звеньев.

2.4 Силовой расчет

Отделяем от механизма статически определимую структурную группу (2,3). В точке С приложена реакция со стороны звена 0, а в точке В - реакция со стороны звена 1. раскладываем на и . находим из уравнения:

(2.15)

, , находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия группы:

(2.14)

Принимаем масштабный коэффициент и находим отрезки, изображающие известные силы:

Из плана сил находим:

Рассматриваем кривошип 1. В точке В приложена известная реакция со стороны звена 2: , а в точке А - реакция , которую находим путем построения плана сил согласно уравнению равновесия:

(2.15)

Оценка точности расчетов

Находим относительную погрешность

3 Синтез зубчатого зацепления

3.1 Проектирование цилиндрической эвольвенты зубчатой передачи внешнего зацепления

Исходные данные для открытой зубчатой передачи:
- числа зубьев колёс;

-модуль зубчатых колес;

- коэффициент высоты головки зуба;

- коэффициент радиального зазора;

- угол профиля исходного контура.

Минимальное число зубьев:

Коэффициентов смещения и исходного контура.

Коэффициенты смещения и должны соответствовать условию: (При отсутствии подрезания зубьев.)

;

и определяем по формуле:

;

Выбираем из таблиц коэффициенты смещения и :

Угол зацепления :

По таблице эвольвентных функций находим .

Радиусы делительных окружностей:

Радиусы основных окружностей:

Радиусы начальных окружностей:

Коэффициенты воспринимаемого смещения:

Коэффициент уравнительного смещения:

Межосевое расстояние передачи.

Радиусы окружностей впадин.

Радиусы окружностей вершин:

Высота зубьев колес:

Окружной делительный шаг:

Угловой шаг.

Толщины зубьев по окружности вершин:

Толщины зубьев по дуге делительной окружности:

Толщины зубьев по основным окружностям:

;

Толщины зубьев по начальным окружностям:

Радиусы кривизны эвольвент в нижних точках активных профилей:

;

Радиусы кривизны эвольвент в граничных точках активных профилей:

Коэффициент перекрытия:

Проверка подрезания зубьев:

;

Т.к. и , подрезание отсутствует.

Проверка отсутствия интерференции зубьев:

и .Т.к. и , то интерференция зубьев отсутствует.

Проверка плавности работы передачи:

. Т.к. , то обеспечивается достаточная плавность.

Проверка заострения зубьев:

Т.к. , то заострение зубьев отсутствует.

При вычерчивании картины зацепления профилей используют длину шага между зубьями по делительным окружностям, равную , основного шага по линии зацепления , равную точки контакта профилей расположены на линии зацепления .

В точках изображают пунктиром профили зубьев в момент начала и в момент окончания зацепления зубьев.

Пользуясь схемой передачи, вычерченной в масштабе длин, измеряют длины отрезков и рассчитывают коэффициенты перекрытия и удельного скольжения.

Чертеж зацепления построен в масштабе

3.2 Геометрический синтез планетарного механизма

По заданному передаточному отношению и числу сателлитов требуется определить числа зубьев колес , исходя из условий соосности, сборки и соседства сателлитов, а также отсутствия подрезания и интерференции зубьев.

Используем формулу Виллиса:

Из условия соосности колес имеем:

Принимаем (при других значениях не будет выполняться условие сборки) и находим:

; .

Условие сборки:

, где - любое целое число.

- условие выполняется т.к. - целое число.

Условие соседства сателлитов:

- условие выполняется. Т.к. и , то подрезания и интерференции зубьев не будет (в случае колес без смещения).

Радиусы делительных окружностей:

Чертеж планетарного механизма зацепления построен в масштабе

4 Синтез кулачкового механизма
4.1 Задачи синтеза кулачкового механизма

Задачами синтеза кулачкового механизма являются:

1. Определение основных размеров механизма из условия ограниченности угла давления ;

2. Построение профиля кулачка, обеспечивающего заданный закон движения толкателя.

4.2 Определение кинематических характеристик

Фазовые углы поворота кулачка:

Аналог ускорения , аналог скорости и перемещение толкателя определяем аналитически для заданных законов движения. На фазе удаления закон №3, на фазе возвращения №1.

№3 удаление - ;

№1 возвращение - ;

Выбираем масштабы:

Данные, полученные в результате вычислений, занесем в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 Фаза удаления

I	i	Si,мм	S`,мм	S``,мм
1	0	0	0	0,0175
2	12	1,176	0,189	0,014
3	24	4,368	0,336	0,0105
4	36	9,072	0,441	0,007
5	48	14,784	0,504	0,0035
6	60	21	0,525	0
7	72	27,216	0,504	-0,0035
8	84	32,928	0,441	-0,007
9	96	37,632	0,336	-0,0105
10	108	40,824	0,189	-0,014
11	120	42	0	-0,0175

Фаза возвращения.

12	0	0	0	-0,0729
13	8	2,33	-0,583	-0,0729
14	16	7,00	-0,583	0
15	24	11,67	-0,583	0
16	32	16,33	-0,583	0
17	40	21,00	-0,583	0
18	48	25,67	-0,583	0
19	56	30,33	-0,583	0
20	64	35,00	-0,583	0
21	72	39,67	-0,583	0,0729
22	80	42,00	0	0,0729

4.3 Определение основных размеров

Определим основные размеры Ro и е кулачкового механизма по условию ограничения угла давления только на фазе удаления, так как высшая пара имеет силовое замыкание. Значения находим из диаграммы.

4.4 Построение профиля кулачка

Выбираем масштабный коэффициент: (1.5:1) по полученным значениям Ri и ?i строим центровой профиль кулачка. Для этого в масштабе проводим окружность радиусами е=29,25 мм; Ro=68,1 мм. Касательно к окружности радиусом е слева проводим линию движения толкателя уу. Соединив точку пересечения направляющей уу с окружностью радиусом R0 (точка В0) с центром вращения кулачка (О1), соответствующий началу удаления. От этого радиуса в направлении, противоположном вращению кулачка, отложим полярные углы ?i, на сторонах которых в масштабе отложим радиусы-векторы Ri. Соединив плавной кривой, концы радиус-векторов, получим центровой профиль кулачка. Действительный профиль кулачка найдем как эквидистантою кривую, отстоящего от центрового профиля на расстоянии, равном радиусу ролика. Примем радиус ролика r=27мм.

4.5 Расчет коэффициента жесткости пружины

Для расчета выбираем фазу возвращения, так как на этой фазе аналог ускорения толкателя имеет большее значение, чем на фазе удаления. Для закона изменения ускорения:

Предварительное натяжение:

Предварительное натяжение пружины:

[1] стр. 69

Сила инерции толкателя:

[1] стр. 69

Из графика

Жесткость вычисляем по формуле:

[1] стр. 69

Заключение

В результате выполнения курсовой работы мы закрепили и обобщили знания и навыки, полученные при изучении дисциплины, научились применять на практике теорию курса (кинематику, динамику, синтез эвольвентного зацепления и синтез кулачкового механизма).

Выполняя курсовой проект по теории машин и механизмов, овладел навыками использования общих методов проектирования и исследования механизмов. Также овладел методами определения кинематических параметров механизмов, оценки сил, что действуют на отдельные звенья механизма, научился творчески оценивать сконструированный механизм с точки зрения его назначения - обеспечивать необходимые параметры движения звена.

Список использованных источников

Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. - М.: Высшая школа, 1986.

Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. - М.: Высшая школа, 1999.

Марголин Ш.Ф. Теория механизмов и машин. - Мин.: Высшая школа, 1968.

Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. / Под ред. Девойно Г.Н. - Мин.: Высшая школа, 1986.

	НОВОСТИ

Изменения

Прошла модернизация движка, изменение дизайна и переезд на новый более качественный сервер

	СЧЕТЧИК

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА
	© 2010