Синтез и кинематическое исследование

ВВЕДЕНИЕ

Проект состоит из графической части в объеме 3 тем, расчетно-пояснительной записки, оформленной по ГОСТ 2.105-79 содержит следую­щие разделы.

 

Синтез и кинематическое исследование

Рычажного механизма

(тема 1)

Порядок выполнения:

1. Производится синтез механизма по коэффициенту изменения ско­рости хода или другим условиям.

2. Строится в масштабе кинематическая схема механизма и произво­дится разметка траектории точек для 12 положений входного звена меха­низма, начиная с одного из крайних.

3. Строятся планы скоростей и ускорений для всех положений (допус­кается построения планов ускорений для одного-двух положений по указанию преподавателя).

4. Определяются масштабы планов.

5. Строится диаграмма перемещения рабочего звена в функции вре­мени (или угла поворота кривошипа).

6. Графическим дифференцированием строится диаграмма скоро­сти.

7. Графическим дифференцированием графика скорости строится диа­грамма ускорений.

8. Определяются масштабы диаграмм.

9. Определяются скорости и ускорения ведомого звена аналитиче­ским способом, результаты заносятся в таблицу сравнения. Оценивается погрешность.

 

 

Синтез кулачкового механизма

(Тема 2)

Порядок выполнения:

1. Производится подбор чисел зубьев планетарной передачи по дан­ным передаточным отношениям.

2. Проверяется правильность подобранных чисел зубьев по условиям соосности, сборки и соседства.

3. Вычерчивается механизм в масштабе в двух проекциях.

4. Строятся план скоростей и картина угловых скоростей редуктора.

Синтез зубчатой передачи

(тема 3)

Порядок выполнения:

1. Строится диаграмма в соответствии с заданным законом изменения этой функции.

2. Графическим интегрированием закона изменения аналога ускоре­ния толкателя определяются законы изменения аналога скорости и пере­мещения толкателя в функции от угла поворота кулачка.

3. Строятся в масштабах график перемещения, графики аналогов скоро­сти и ускорения.

4. Производится определение радиуса основной шайбы.

5. Методом обращения движения строится теоретический профиль ку­лачка. Определяется диаметр ролика и строится рабочий профиль.

6. Строится заменяющий механизм в одном положении толкателя и для него строятся планы скоростей и ускорений.

7. Определяются графически углы передачи движения или углы давле­ния и для них строится график.

 

Оформление работы

Вариант задания на курсовой проект определяется студентом по двум последним цифрам в зачетной книжке. В случае отсутствия номера в зачетке, вариант выбирается по номеру в списке группы. Последняя цифра соответствует номеру варианта, предпоследняя – номеру строки в задании. Например: две последние цифра 40 – соответственно – вариант задания 0, строка в задании 4 или номеру в списке группы – 07, соответственно – вариант задания 7, строка в задании 0.

Согласно ГОСТ 2.105-79 расчетно-пояснительная записка должна содер­жать

1. Титульный лист (см. прил.1).

2. Исходные данные из задания на проект и схему.

3. Содержание.

4. Перечень сокращений, символов.

5. Раздел 1. Синтез и кинематическое исследование рычажного меха­низма.

6. Раздел 2. Синтез кулачкового механизма.

7. Раздел 3. Синтез зубчатой передачи.

8. Список использованных источников.

Разделы следует делить на подразделы.

Например в разд. 1 могут быть подразделены:

1.1 Синтез по коэффициенту изменения скорости хода.

1.2 Структурный анализ.

1.3 Построение планов скоростей и ускорений.

1.4 Построение диаграмм.

1.5 Сравнение данных, полученных из планов и диаграмм, выводы.

Записка должна сопровождаться иллюстрациями, обозначаемыми рис. 1.1, рис. 2.1 и т.д., со ссылками на них в тексте.

При выполнении вычислений следует исходить из практически необхо­димой точности.

Записка должна быть аккуратно оформлена на листах формата А4 (297x210) и сшита. Первой страницей является титульный лист, второй – исходные данные и т.д. Номера страниц проставляются в правом верхнем углу (кроме титульного листа).

Графическая часть проекта выполняется карандашом на листах форма­таА2. Надписи должны быть выполнены стандартным шрифтом ГОСТ 2.304-81. Каждый лист чертежей и записки должен иметь рамку с полями слева 20 мм, остальные по 5 мм. В правом нижнем углу чертежа (рис. 1.0) располагают основную надпись формата 55x185 если чертеж выполня­ется на формате А2.

 

Рис. 1.0. Основная надпись

 

Оформление пояснительной записки, чертежей, схем

1.Все страницы записки должны быть одинакового размера 210 х 297 мм (формат А4). Рукопись пишут на одной стороне листа чернилами или пас­той. Допускается выполнение пояснительной записки с помо­щью компьютерного набора.

2. Поля пояснительной записки следует оставлять следующие: слева - 30 - 35 мм, вверху и внизу - 15 - 20 мм, справа — не менее 10 мм.

3. План пояснительной записки должен соответствовать последова­тельности работы над проектом. Заголовки разделов должны иметь порядко­вые номера, обозначенные арабскими цифрами. Подразделы должны иметь двузначную нумерацию в пределах каждого раздела. Подразделы могут иметь несколько пунктов.

4. Расчетные формулы записывают в буквенных обозначениях с экс­пликацией, в которой приводят наименование каждой вели­чины, вхо­дящей в формулу, и единицу СИ.

Например:

где – коэффициент относительной длины кривошипа;

r – длина кривошипа, мм;

b – межцентровое расстояние, мм.

Затем в формулу подставляют необходимые числовые значения и приво­дят результат вычислений с указанием единицы размерности в системе СИ.

5. Задание функций и результаты решения уравнения с большим объе­мом числовых данных рекомендуется приводить в записке в виде таб­лиц. Каждая таблица должна иметь заголовок, отражающий содержание таб­лицы, а также заголовки боковиков и граф.

6. Основной текст записки должен быть кратким, четким, но доста­точным для точного и конкретного отражения содержания расчетов, гра­фических построений и выводов.

7. Записка должна содержать ссылки на использованную лите­ратуру, список которой приводят в конце записки.

8. Все страницы записки брошюруют в обложку и нумеруют. За­писка должна иметь титульный лист установленной формы. Титульный лист является первым в порядковой нумерации страниц пояснительной записки.

9. Характер изменения расчетных параметров показывают на гра­фиках. Обводка листов допускается только карандашом.

10. По осям координат должны быть указаны обозначения физических величин и единиц СИ, разделенных запятой.

11. Следует избегать графиков с большими свободными участками, не занятыми кривыми. Для этого числовые деления на осях координат сле­дует начинать не с нуля, а с тех значений, в пределах которых рас­сматривается функция; ось ординат в этом случае вычерчивается с раз­рывом.

12. Толщина линий кривых на графике должна быть примерно в два раза больше толщины линий вспомогательных построений и ординат то­чек кри­вой.

13. Кинематические схемы механизмов должны быть изображены в со­ответствии с требованиями ГОСТ 2.770 - 68, 2.703 - 68, 2.721 - 74.

14. При изображении кинематических схем механизмов с учетом длины звеньев и относительного положения

кинематических пар, необходимых для кинематического анализа, сле­дует указывать масштаб чертежа.

15. На каждом листе проекта в правом нижнем углу должна быть основная надпись по ГОСТ 2.104 - 68.

16. На планах механизмов, скоростей, ускорений, сил и т.п. необходимо указывать соответствующие масштабы.

Например:

= 0,0033 м/мм;

или

17. Курсовой проект при окончательном оформлении подписывают сту­дент и руководитель проекта.

 

Виды звеньев

 

Типы кулачковых механизмов

Плоские трехзвенные кулачковые механизмы состоят из стойки и двух подвижных звеньев, причем подвижные звенья образуют со стойкой низшие кинематические пары (вращательные или поступательные), а друг с другом -высшую кинематическую пару.

Ведущее звено в кулачковом механизме, имеющее переменный радиус кри­визны, называют кулачком, ведомое - толкателем.

Кулачковый механизм типа I (рисунок 3.1, а) состоит из кулачка 1 и толкателя 2, совершающего прямолинейное возвратно-поступательное движение. Во все время движения механизма толкатель касается кулачка одной и той же точкой. Если центр вращения кулачка лежит на продолжении линии движения толкателя, то кулачковый механизм называют центральным. Если же линия движения толкателя не проходит через центр вращения кулачка, то кулачковый механизм называют дезаксиальным (вне­центренным). Расстояние от центра вращения кулачка до линии движе­ния толкателя называют эксцентриситетом.

Кулачковый механизм типа II (рисунок 3.1, б) называется коромысловым и состоит из кулачка 1 и толкателя 2 (коромысла), кото­рый касается кулачка во все время движения одной и той же точкой и со­вершает колебательное вращательное движение вокруг неподвижной точки С.

 

 

Рисунок 3.1. Типы кулачковых механизмов.

В кулачковых механизмах I и II типа для уменьшения трения о поверхность кулачка толкатель часто снабжается роликом.

Кулачковый механизм типа III (рисунок 3.1, в) состоит из кулачка 1 и толкателя 2, заканчивающегося плоской тарелочкой. Толкатель со­вершает прямолинейное возвратно-поступательное движение и касается кулачка во время движения различными точками своего прямолинейного профиля.

 

Фазовые углы

В кулачковых механизмах за один оборот кулачка чаще всего наблюдается 4 фазы движения:

1-я фаза соответствует прямому ходу или удалению толкателя от центра вращения кулачка и описывается углом удаления ;

2-я фаза соответствует выстою толкателя в самой дальней точке профиля и описывается углом дальнего стояния (дальнего выстоя) ;

3-я фаза соответствует обратному ходу или возврату толкателя к центру вращения кулачка и описывается углом возврата ;

4-я фаза соответствует выстою толкателя в ближней точке профиля и описывается углом ближнего выстоя .

В частных случаях углы и могут быть равны нулю.

Очевидно, что:

+ + + =2

Сумму углов , и называют рабочим углом и обозначают :

+ + = .

Различные типы трех- и четырехзвенных плоских кулачковых механиз­мов приведены

на рисунке 3.2.

 

 

Рисунок 3.2. Семейство плоских кулачковых механизмов

 

Угол передачи движения

Движущая сила действующая с кулачка на толкатель, всегда совпадает с нормалью п п к профилю кулачка (рисунок 3.3) в точке А. Силу можно разложить на две составляющие - F и H. Сила F является силой, выталкивающей толкатель вверх, преодолевая силы, действующие на толкатель (силу трения, силу упругости пружины, силу инерции и т.д.). Сила Н является горизонтальной составляющей, она изгибает ведомое звено, нагружает направляющие, вызывая в них трение.

Рисунок 3.3. Расчетная схема кулачкового механизма.

Векторы силы и скорости толкателя образуют угол , кото­рый называют углом давления.

 

Угол = 90° - называют углом передачи движения.

Силы F и H связаны с углом передачи движения следующими зависимо­стями:

(3.1)

Как видно из формулы (3.1) с уменьшением угла передачи движения полез­ная сила F уменьшается, а вредная составляющая H увеличивается. При неко­тором значении угла может оказаться, что сила F не сможет преодолеть все силы, при­ложенные к толкателю, и механизм "заклинит".

При проектировании кулачкового механизма задают мини­мально допустимое значение угла , обозначаемое , и значительно превышающее угол, при котором происходит заклинивание механизма.

 

Графическое интегрирование

На рисунке 3.6 представлена кривая у" = у" (x), выражающая аналог уско­рения .

Рисунок 3.6. Графическое интегрирование.

 

Для ее построения по оси x (рисунок 3.6) отложим отрезок длинной L мм, представляющий собой угол поворота кулачка, равный 2 (или 360º), то масштаб углов поворота равен:

Далее переводим заданные углы , и в полученный мас­штаб и откладываем их на оси х.

Площади F₁ и F₂, а также F₂' и F₁ ' (рисунок 3.6) должны быть равны между собой, поскольку скорость толкателя в начале и конце углов удаления и возвращения равна нулю. Для того, чтобы получить равен­ство этих площадей на диаграмме, необходимо, чтобы наибольшие орди­наты h ' и h " обоих участков диаграммы (на углах удаления и возврата) берутся в отношении, обратно пропорциональном квадратам углов и , т.е.:

(3.2)

Величину отрезка h' принимаем произвольно, а затем по зависимо­сти (3.2) рассчитываем величину h ". Далее строим диаграмму S" - так, чтобы она была симметричной относительно оси х.

Проинтегрируем дважды графически полученную зависимость. Для этого:

1) разбиваем угол удаления на 8 равных частей 01; 12; 23;...;

2) построим ординаты аb, сd,..., соответствующие серединам интервалов 01,12,.., и отложим отрезки Оb' = аb, Od’ =cd на оси ординат;

3) соединим произвольно взятую точку P₁ на продолжении оси х влево (получив полюсное расстояние O₁ P₁ = H₁) с точками b ', d',...;

4) на графике у' (х) из точки O₁ проводим отрезок O₁b" в интервале O₁1 параллельно лучу P₁ b', отрезок b"d" в интервале 1-2 параллельно лучу P₁d' и т. д.

Далее разбиваем угол возврата на равные 8 частей и при том же полюсном расстоянии H₁ повторяем пункты 2-4.

Полученная ломаная линия (в пределе - кривая) в графической форме представляет собой первый интеграл заданной зависимости, т. е. кри­вую и, значит, с учетом масштаба .

Аналогично, интегрируя кривую у' = у' (х), получаем вторую интегральную кривую у=у(x),с учетом масштаба S = S () (график у (х)).

Между масштабами диаграмм при графическом интегрировании существуют такие зависимости:

; (3.3)

(3.4)

Для того, чтобы построенные диаграммы были удобочитае­мыми, следует обеспечить такие значения ординат и , кото­рые были бы достаточно большими и вместе с тем не выходили за пределы участков, отведенных для этих диаграмм на чертеже. Зна­чения и

определяются также величиной полюсного расстояния H. Величину этих отрезков можно брать в пределах 40 - 60 мм. Таким об­разом, все три кинематические диаграммы строятся в неопределенном мас­штабе. Однако, в задании на проект задан максимальный ход толкателя . На кривой S - он представлен максимальной ординатой величина кото­рой определяется непосредственно на этой кривой после графического интегрирования. Зная и , можно найти масштаб , а именно:

Определив таким образом , можно затем по равенствам (5.3) и (5.4) найти и .

 

Метод обращения движения

 

Решение задачи кинематического синтеза кулачковых механизмов связано с определенными трудностями. Эта задача значительно упрощается, если при ее решении пользоваться так называемым методом обращения дви­жения.

В применении к задаче кинематического синтеза кулачковых ме­ханизмов этот метод выражается в следующем виде: мысленно придаем всему механизму, т. е. кулачковой шайбе, толкателю и стойке, вращение вокруг центра вращения кулачка с угловой скоростью (), равной, но противопо­ложно направленной угловой скорости кулачка. Тогда угловая скорость ку­лачка становится равной , т. е. кулачок как бы становится неподвижным. Толкатель, если он в прямом движении перемещался по­ступательно, помимо своего абсолютного движения приобретает вместе со своими неподвижными направляющими добавочное движение — вращение вокруг оси O₂ кулачка с угловой скоростью, равной (). При этом, однако, относительное расположение толкателя и кулачка не нарушается.

 

Построение профиля кулачка.

 

а) с поступательно движущимся толкателем (рис. 3.10.а):

Дано:

r_{o min}, внеосность левая е, φ_раб = ψ_раб, ω_к=ω₁, s_B = f(φ₁)

Требуется построить профиль кулачка.

В обращенном движении кулачок вращается с угловой скоростью, раной: ω₁ + (–ω₁) = 0.

Порядок построения:

На окружности, радиусом r =r_o, проведенной в масштабе μ_l, с левой стороны от оси О₁ на расстоянии е выбирается точка В_о (пересечение оси толкателя, отстоящей на величину е от точки О₁, с окружностью r_{o min}). Точку В_о соединяют с центром О₁. От полученного луча В_оО₁ в направлении (–ω₁) откладывают угол φ_раб=ψ_раб и проводят луч О₁В₁₀. Полученная дуга В_оВ₁₀ делится на 10 равных частей. В каждой из позиций 1,2… проводится положение оси толкателя в обращенном движении, при этом ось толкателя, перемещаясь в направлении (–ω₁), будет все время касаться окружности радиуса е, проведенной из центра О₁ с учетом масштаба μ_l. В каждой из позиций от точек 1,2,3… откладывают перемещения т.В толкателя вдоль оси толкателя, взятые с графика перемещений с учетом соотношения масштабов μ_l и μ_s. Полученные точки 1*,2*,3*… соединяют плавной кривой и получают центровой или теоретический профиль. Для построения рабочего профиля необходимо знать радиус ролика толкателя. Если он не задан, то его выбирают из конструктивных соображений:

r_p= r_{o min}

Кроме того, радиус ролика должен быть таким, чтобы при построении профиля кулачка не было заострения в вершине кулачка. Выбрав радиус ролика, из любых точек теоретического профиля кулачка (чем чаще, тем лучше) проводят дуги окружности r=r_p внутренним образом. Проведя огибающую к дугам, получают рабочий профиль кулачка. Если требуется построить профиль кулачка с поступательно движущимся толкателем и внеосностью е=0, то порядок построения профиля будет таким же, только ось толкателя будет проходить через центр вращения кулачка О₁.

 

 

рис. 3.10.а рис. 3.10.б

 

б) с качающимся толкателем (рис. 3.10б):

Дано:

r_{o min}, l_т, φ_раб = ψ_раб, ω_к=ω₁, s_B = f(φ₁), a_w (из чертежа для определения r_{o min})

Требуется построить профиль кулачка.

Порядок построения:

В масштабе μ_l проводятся окружности радиусами r_o и a_w. В произвольном месте окружности с r = a_w выберем т.С₀. Соединим точку С₀ с точкой О₁. От полученного луча в направлении (–ω₁) отложим угол φ_раб = ψ_раб, получим точку С₁₀. Дугу С₀С₁₀ разделим на 10 равных частей (получим точки С₁,С₂,С₃…– положение оси толкателя в обращенном движении). Из полученных точек проводим окружности радиусом l_т до пересечения с окружностью радиуса r_{o_min}. Из полученных точек 1,2,3… по хордам соответствующих дуг откладывают перемещения т.В толкателя, взятых с графика перемещения с учетом масштаба μ_l. Полученные точки 1*,2*,3*… соединяют плавной кривой – теоретический профиль кулачка. Радиусом ролика проводят дуги во внутрь и строят огибающую. Это и есть действительный профиль кулачка.

 

Общие сведения.

Зубчатая передача устанавливается между двигателем и рабочей машиной и служит для уменьшения (а иногда для уве­личения) угловой скорости и увеличения момента. Дело в том, что при той же мощности двигатель имеет тем меньший вес, чем больше скорость вращения его вала. В то же время ско­рость вращения вала рабочей машины определяется техноло­гическим процессом. Так, для станков — это скорость, обеспе­чивающая экономическую стойкость инструмента, а для само­лета — скорость вращения винта, работающего с наибольшим КПД. Например, вал турбовинтового двигателя вращается со скоростью 10 000 об/мин, а винт — со скоростью 1000 об/мин. Тогда передаточное отношение редуктора равно десяти.

Если принять для зубчатой пары Z_1min = 20... 25 и Z2max = 125... 150, то для машинного привода наибольшее передаточное отношение пары

Знак “плюс” относится к внутреннему зацеплению, а “минуc” — к внешнему.

Для получения больших значений передаточного отношения применяют сложные передачи. Для транспортных машин ши­роко применяются соосные многопоточные передачи, схемы и характеристики которых представлены в табл. 4.1. Это плане­тарные редукторы с отрицательным передаточным отношением обращенного механизма (u^(н) < 0) с одновенцовыми (схема I, III) и двухвенцовыми (схема II) сателлитами. Число потоков мощности равно числу сателлитов a_n (рис. 4.1). Кроме того, используются соосные многопоточные простые передачи с не­подвижными осями. Их можно получить из планетарных путем остановки водила и освобождения центрального колеса (схе­ма (IV).

Таблица 4.1 Схемы и характеристики соосных передач

Рис. 4.1. Схема и картина скоростей планетарного редуктора с двухвенцовыми сателлитами.

 

Для получения больших значений передаточных отношении используются многоступенчатые передачи, являющиеся последо­вательным соединением передач по схемам I—I (схема V), либо сочетание этих передач с цилиндрическими парами. Общее передаточное отношение определяется как произведение пе­редаточных отношений зубчатых пар на передаточное отноше­ние планетарных ступеней:

u_об= u_{Iпрост *} u_{IIпрост …} u_{I пл*} u_{II пл}

Последняя тихоходная ступень передачи является наиболее нагруженной и от нее зависят вес и габариты всей конструк­ции. Поэтому последнюю ступень следует выполнять многопоточной за счет применения от 3 до 6 (и более) сателлитов в планетарных передачах и промежуточных колес в простых соосных механизмах. Зубчатые же пары целесообразно исполь­зовать как быстроходные ступени, располагая их ближе к валу двигателя.

Расчеты на прочность показывают, что для уменьшения га­баритов передаточное отношение на быстроходные ступени и _бследует выбирать побольше, на тихоходные и _т поменьше.

На рис. 4.2 приведена оптимальная с точки зрения снижения веса разбивка общего передаточного отношения u₀ для двух­ступенчатого редуктора с одновенцовыми сателлитами по схе­ме V, табл. 4.1, состоящего из двух передач по схеме I, и для двухступенчатого редуктора с двухвенцовыми сателлитами, со­стоящего из двух передач по схеме II (данные в скобках). Этим графиком можно пользоваться в случае, если одна из ступеней простая.

Передаточное отношение любого планетарного редуктора определяется по формуле Виллиса

 

Рис. 4.2. График оптимальной разбивки передаточного отношения

 

Следовательно, схемы I, II, и III имеют отрицательное передаточное отношение в простой передаче, получаемой из плане­тарной путем остановки водила (схема IV) и называемой об­ращенной передачей. Передаточное отношение у передач по этим схемам лишь на единицу больше, чем у обращенных пере­дач, зато КПД достигает 97—99%, что особенно важно при передаче большой мощности.

Именно схемы табл. 4.1 обеспечивают наиболее экономичную работу, что имеет решающее значение для транспортных ма­шин.

 

4.2 СИНТЕЗ ПЕРЕДАЧИ С u^(H) < 0 И ДВУХВЕНЦОВЫМИ САТЕЛЛИТАМИ

(схема II табл. 4.1 и рис. 4.1)

Передаточное отношение редуктора

При синтезе по заданному передаточному отношению необ­ходимо выполнять следующие условия (рис. 4.1):

1. Условие соосности:

Исходя из выполнения этого условия в табл. 4.2 даны пре­дельные значения передаточных отношений.

 

Таблица 4.2

 

Для упрощения подбора чисел зубьев эти выражения преоб­разуем. Обозначим через l и k отношения модулей и чисел зубьев венцов сателлита, представив их в виде отношения прос­тых чисел:

Для стандартных значений модуля величина l может быть выбрана из ряда табл. 4.3.

Таблица 4.3.

1/2	11/20	3/5	13/20	7/10	3/4	4/5	17/20
9/10	1,00	11/1O	5/6	5/4	13/10	7/5	3/2

 

Рис. 4.3. График для определения параметра k=z₂/z₂¢ в планетарном редукторе с двухвенцовыми сателлитами

Так как числа зубьев должны быть целыми, то величина должна быть кратна наибольшему знаменателю в формулах для чисел зубьев, т. е. в нашем случае кратна 20. Можно при­нять с == 20; 40; 60; 80; 100.

Выбираем на основе анализа вариант с с=80. Тогда z₁ =20; z₃ = 88; z₂¢= 24; z₂= 60.

Уменьшение с приводит к необходимости коррекции сме­щением инструмента, а увеличение ведет к росту чисел зубьев колес, что может привести к росту габаритов.

Если передаточное отношение — число не целое, числа зубьев могут получаться слишком большими. В этом случае приходится делать несколько попыток, меняя значения l, k, а иногда и u_1H⁽³⁾ (последнее значение в пределах 2—3%, не бо­лее). Данные на графике рис.4.3 — рекомендуемые и от них можно отступать, но всегда в сторону увеличения k.

 

 

Приложение А.

Условные обозначения и единицы измерения основных

параметров теории механизмов и машин.

а - ускорение линейное, м/сек²;

E_k - кинетическая энергия, Дж;

G - сила, Н, кН;

g - ускорение свободного падения, м/сек²;

J - момент инерции тела, кг • м²;

K_v - коэффициент изменения средней скорости выходного звена;

l - длина, м, мм;

m - масса, кг;

- масштабы длин, скоростей, ускорений;

п - частота вращения, мин ^-1 (об/мин); число подвижных звеньев;

р - давление, Па; число кинематических пар;

q - плотность материала, кг / м³;

s - длина пути, перемещение, м;

t - время, сек;

v - скорость линейная, м/сек;

W - число степеней свободы;

- угловое ускорение, рад/сек²;

- угловая скорость, рад/сек;

- коэффициент неравномерности движения механизма.

 

 

Приложение Б.

Министерство образования РФ

Тольяттинский государственный университет

 

Заочное отделение

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по Теории механизмов и машин

 

 

Студент:

Группа:

Преподаватель:

 

200… / 200… уч. год.

г.Сызрань

 

ВВЕДЕНИЕ

Проект состоит из графической части в объеме 3 тем, расчетно-пояснительной записки, оформленной по ГОСТ 2.105-79 содержит следую­щие разделы.

 

Синтез и кинематическое исследование

Рычажного механизма

(тема 1)

Порядок выполнения:

1. Производится синтез механизма по коэффициенту изменения ско­рости хода или другим условиям.

2. Строится в масштабе кинематическая схема механизма и произво­дится разметка траектории точек для 12 положений входного звена меха­низма, начиная с одного из крайних.

3. Строятся планы скоростей и ускорений для всех положений (допус­кается построения планов ускорений для одного-двух положений по указанию преподавателя).

4. Определяются масштабы планов.

5. Строится диаграмма перемещения рабочего звена в функции вре­мени (или угла поворота кривошипа).

6. Графическим дифференцированием строится диаграмма скоро­сти.

7. Графическим дифференцированием графика скорости строится диа­грамма ускорений.

8. Определяются масштабы диаграмм.

9. Определяются скорости и ускорения ведомого звена аналитиче­ским способом, результаты заносятся в таблицу сравнения. Оценивается погрешность.