1578

Синтез плоских кулачковых механизмов

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Построение кинематических диаграмм графическим методом. Синтез кулачкового механизма с роликовым толкателем. Синтез кулачкового механизма с тарельчатым толкателем. Построение зубчатого зацепления. Определение кинематических характеристик всех звеньев. Построение и анализ диаграммы Виттенбауэра. Силовой расчет для рычажно-шарнирного механизма.

Русский

2013-01-06

119.55 KB

93 чел.

МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

(МАДИ)

КАФЕДРА ДЕТАЛЕЙ МАШИН И ТЕОРИИ МЕХАНИЗМОВ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

ПО ТЕОРИИ МАШИН И МЕХАНИЗМОВ

ЗАДАНИЕ № 53

Выполнил:

Группа: 3КМ

Консультант:

Москва 2011 г.

Оглавление

Word did not find any entries for your table of contents.
In your document, select the words to include in the table of contents, and then in the Formatting Palette under Styles, click a heading style. Repeat for each heading that you want to include, and then insert the table of contents in your document.  You can also create a table of contents by clicking the Create with Manual Formatting option and then type the entries manually.

Лист 1.

1.Синтез плоских кулачковых механизмов.

1.1. Таблица исходных данных.

Характеристика

hmax

п

вв

оп

пдоп

опдоп

Значение

15*10-3м

1200

0

84

225 с-1

800

650

           

1.2.Построение кинематических диаграмм графическим методом.

Строится исходная диаграмма аналога ускорений a=f(). Принимаем значение А1=30 мм, тогда:

По оси абсцисс откладываем угол поворота кулачка. Исходя из условия, что в 1мм чертежа 10 масштабный коэффициент угла поворота кулачка в радианах будет равен:

;

Полученную диаграмму для дальнейшего графического интегрирования (методом хорд) разбиваем по оси абсцисс: на участках подъема (п=0) на интервалы по 100, а на участке опускания кулачка (ϕоп =840) – по 60. Назначаем полюс интегрирования: На=57,42 мм. Из середины каждого интервала от оси абсцисс проводим проекции на исходный график, затем из точки пересечения опускаем проекцию на ось ординат. Полученную точку соединяем с полюсом интегрирования. Полученные отрезки параллельно переносим на оси диаграммы аналога скорости (в конец предыдущего отрезка – начало следующего отрезка в пределах интервала). Получаем диаграмму аналога скорости V=f()

Аналогично разбиваем диаграмму аналога скоростей на интервалы по 8 и 10 градусов, назначаем полюс интегрирования (для удобства дальнейших расчетов выбираем Наv=57,42 мм), графически интегрируем (методом хорд): получаем диаграмму перемещения.

Для расчета масштабного коэффициента s определяем на диаграмме s() максимальное значение smax: 30 мм.

При построении всех диаграмм масштабный коэффициент угла поворота кулачка остается неизменным:.

Масштабные коэффициенты скорости, ускорения и их аналогов подсчитываем по формулам:

 

;

;

1.3. Синтез кулачкового механизма с роликовым толкателем.

Строим диаграмму зависимости перемещения от скорости s=V, которая получается совмещением полученных ранее диаграмм аналога скорости и перемещения. По оси абсцисс откладываем значения V, а по оси ординат – s. Полученные точки пересечения соединяем кривой: получаем диаграмму скорость-перемещение.

К крайним точкам диаграммы проводим касательные под углами пдоп = 800, опдоп =650. Точку пересечения касательных обозначим А.

Минимальный радиус основной шайбы кулачка определяем как расстояние от точки А до начала координат диаграммы скорость-перемещение (отрезок АО):

;

Эксцентриситет кулачкового механизма с роликовым толкателем из условия обеспечения углов передачи движения при подъеме и опускании толкателя находим, как кратчайшее расстояние между осью ординат и точкой пересечения касательных (отрезок AK):

Задаем масштаб построения кулачка с роликовым толкателем: М 2:1.

Строим окружности e и r0min c общим центром. Окружность е разбивается на углы, соответствующие углам поворота кулачка на диаграммах перемещения и аналога скорости. Из полученных точек на окружности е проводим касательные к этой же окружности. От точек на окружности r0 на касательных откладываем отрезки, равные перемещению толкателя в соответствующем положении. Соединяем концы полученных отрезков сплошной линией. Полученный профиль – теоретический профиль кулачка. Определяем минимальный радиус кривизны полученного профиля:

Чтобы построить практический профиль кулачка необходимо определить радиус роликового толкателя. Радиус определяется из условия:

;

Из условия выбираем минимальный радиус ролика Rрол=9.1мм

Строим окружности Rрол в каждой точке пересечения касательных к окружности e с окружностью r0. Проводим кривую, касательную ко всем окружностям Rрол внутри теоретического профиля получим практический профиль кулачка.

Оформляем механизм.

Для построения диаграммы зависимости угла передачи движения от угла поворота кулачка =f() на диаграмме скорость-перемещение из точки А проводим прямые ко всем точкам, соответствующим каждому из положений, и определяем угол между этими прямыми и горизонталью.

1.4.Синтез кулачкового механизма с тарельчатым толкателем.

Для определения минимального радиуса шайбы кулачка с тарельчатым толкателем необходимо построить диаграмму Геронимуса s = f(a). К отрицательной части диаграммы проводим касательную под углом 450. Зная расстояние от точки пересечения касательной с осью ординат (А) до начала координат (О), с учетом масштаба, найдем r0min:

roминhmax

принимаем r0=2r0min

Выбираем масштаб построения кулачка: М 2:1

Строим теоретический профиль кулачка, для этого разбиваем окружность r0min на углы, соответствующие углам поворота кулачка на диаграммах перемещения и аналога ускорения. От окружности r0min на прямых откладываем отрезки равные перемещению толкателя в соответствующем положении. Соединяя  концы отрезков, получим теоретический профиль кулачка с тарельчатым толкателем. Проведя перпендикуляры к радиусам, через соответствующие точки теоретического профиля, получим практический профиль кулачка.

Определяем радиус тарелки:


Оформляем механизм.

ЛИСТ №2

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Цель листа.

Для заданных параметров двух круглых цилиндрических эвольвентных прямозубых колес, изготовленных стандартным реечным инструментом, выполнить геометрический расчет и спроектировать зубчатую передачу внешнего зацепления и определить показатели качества этой передачи.

Исходные данные для проектирования.

hа* = 1,0 коэффициент высоты головки зуба

hl* = 2,0 коэффициент граничной высоты

c* = 0,25 коэффициент радиального зазора

= 20 угол профиля исходного контура

z1 = 15  число зубьев

z2 = 18  число зубьев

m = 25 мм модуль

X1 = 0,55 коэффициент смещения

X2 = 0,55 коэффициент смещения

I. Расчет основных геометрических параметров

  1. Делительное межосевое расстояние

а=(z1+ z2) · m / 2 = (15+18) · 25/2 = 412.5 мм

  1. Коэффициент суммы смещений

х = х1+ х2 = 0,55 + 0,55 = 1,10

  1. Угол зацепления.

invw = inv+2 · х · tg / (z1+ z2) = 0,039169

w = 27.2º

  1. Межосевое расстояние

аw = (z1+ z2) · m · cos / (2 · cosw) = (15+18) · 25 ·  cos20 º / (2 · cos27,820º) = 435,82 мм

  1. Делительный диаметр шестерни и колеса

d1 = z1 · m = 15 · 25 =  375 мм

d2 = z2 · m = 18 · 25 = 450 мм

  1. Передаточное число

u = z2/z1 =  18 / 15 = 1,2

  1. Начальный диаметр шестерни и колеса

dw1 = 2 · aw/(u+1) = 2 · 435.82 /(1,2+ 1) = 396.2 мм

dw2 = 2 · aw · u/(u+1) = 2 · 435.82 · 1,2/(1,2+ 1) = 475.44 мм

  1. Коэффициент воспринимаемого смещения

y = (aw-a)/m = (475,44– 412.5) / 25 = 0,933

  1. Коэффициент уравнительного смещения

y = х -y = 1,10 – 0,933= 0,167

  1. Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

dа1 = d1+2 · (hа*+ х1-y)m = 375 + 2 · (1 + 0,55 – 0,167) · 25 =  444.15 мм

dа2 = d2+2 · (hа*+ х2-y)m = 450+ 2 · (1 + 0,55 – 0,167) · 25 =  519.15 мм

  1. Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

df1 = d1 – 2 · (hа*+ c* – х1) · m = 375 – 2 · (1 + 0,25 – 0,167) · 25 =  340 мм

df2 = d2 – 2 · (hа*+ c* – х2) · m = 110 – 2 · (1 + 0,25 – 0,167) · 25 =  415мм

II. Проверка расчетов, выполненных по пунктам 1-11

  1. Межосевое расстояние

aw = rw1+ rw2  = 396.2/2 + 475.44/2 = 435.82 мм

aw = r1+ r2  + y · m = (375/2) + (450/2) + 0,988· 25 = 435.82 мм

aw = ra1+ rf2  + c* · m = (444.15/2) + (415/2) + 0,25 · 25 = 435.82 мм

aw = rf1+ ra2  + c* · m = (340/2) + (519ю15/2) + 0,25 · 25 = 435.82 мм

III. Расчет вспомогательных геометрических параметров 

  1. Основной диаметр шестерни и колеса

db1 = d1 · cos = 70 · 0,93969 = 65,78 мм

db2 = d2 · cos = 110 · 0,93969 = 103,37 мм

  1. Угловой шаг зубьев шестерни и колеса

τ1 = 360/ z1 = 360/ 15 = 24

τ2 = 360/ z2 = 360/ 18 = 20

  1. Хорда делительной окружности, соответствующая угловому шагу зубьев шестерни и колеса

Р1 = d1 · sin(τ1/2) = 375 · 0,207 =  77.89мм

Р2 = d2 · sin(τ2/2) = 450 · 0,342 =  78.14 мм

  1. Окружная толщина зуба по делительной окружности шестерни и колеса

S1 = (π/2+2 · х1 · tg) · m = (3,14/2 + 2 · 0,55 · 0,36) · 25 = 49.15

S2 = (π/2+2 · х2 · tg) · m = (3,14/2 + 2 · 0,55 0,36) · 25 = 49.15

  1. Высота зуба (глубина врезания инструмента в заготовку)

h = (dа1 df1)/2 = (444.15 – 340) / 2 = 52.07мм

h = (dа2 df2)/2 = (519.15 – 415) / 2 = 52.07 мм

h = (2hа*+ c*– y) · m = (2 · 1 + 0,25 – 0,167) · 25 = 52.07 мм

  1. Угол профиля зуба в точке на окружности вершин шестерни а1 и колеса а2

cosa1 = db1/dа1 = 352.38 / 444.15 =0,793  a1 = 37,530º

cosa2 = db2/dа2 = 422.82 / 519.15 =0,814  a2 = 35,46º

  1. Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке шестерни и колеса

ρp1 = aw · sinw – rb2 · tg a 2 = 435.82· 0,457 – 211.41 · 0,712 = 48,65

ρp2 = aw · sinw – rb1 · tg a 1 = 435,82  · 0,457 – 176.19· 0,768 = 63.85

  1. Угол развернутости активного профиля зуба в нижней точке шестерни и колеса

ν p1 = 2 · ρ p1/ db1 = (2 · 48.65) / 352.38  = 0.276

ν p2 = 2 · ρ p2/ db2 = (2 · 63,85) / 422.82 = 0,302

  1. Шаг зацепления

P = π · m · cos = 3.14х25х0.939=73.71

IV. Проверка качества зацепления по геометрическим показателям

  1. Коэффициент наименьшего смещения (проверка отсутствия подрезания зуба) шестерни и колеса

хmin1 = hI* – hа*– (z1sin2)/2 = 2 – 1 – (15 · sin220)/2 = 0,123

хmin2 = hI* – hа*– (z2sin2)/2 = 2 – 1 – (18 · sin220)/2 = – 0,053

При х1min1 подрезание зуба шестерни исходной производящей рейкой отсутствует.

При х2min2 отсутствует подрезание зуба колеса.

  1. Радиус кривизны в граничной точке профиля зуба (проверка отсутствия интерференции зубьев) шестерни и колеса

ρе1 = (d1 · sin)/2 – (hI* – hа* х1)m/sin =

= (375 · sin220) /2– (2 – 1 – 0,55) · 25/ sin220 = 31.24

ρе2 = (d2 · sin)/2 – (hI* – hа*х2)m/sin =

= (450· sin220)/2 – (2 – 1 – 0,55) · 25 / sin220 = 44.05

При ρе1  ρp1 и ρе2  ρp2 интерференция зубьев отсутствует. При ρе<0 происходит подрезание зуба.

  1. Коэффициент торцевого перекрытия

εα = [z1tga1+ z2tga2-( z1+ z2) tgw]/2π =

= [15 · 0,768 + 18 · 0,712 – (15 + 18) · 0.513] / (2 · 3,14) = 1.172

ГОСТ 16532-70 рекомендует для прямозубых передач иметь εα>1,2.

  1. Нормальная толщина зуба на окружности вершин

Sа1 = [(π/2+2 · х1 · tg+ z1 · (inv- inva1)] · m · cos/cosa1  =

= [3,14/2 + 2 · 0.55 · 0,36397 + 15 · (0,014904– 0,095806)] · 25 · 0,93969 / 0,793 = 14.9

Sа2 = [(π/2+2 · х2 · tg+ z2 · (inv- inva2)] · m · cos/cosa2  =

= [3,14/2 + 2 · 0,55 · 0,36397 + 18 · (0,014904– 0,094193)] · 25 · 0,93969 / 0,814 = 16.13

ГОСТ 16532-70 рекомендует иметь Sа ≥ 0,3m при однородной структуре материала зубьев и  Sа ≥ 0,4m при поверхностном упрочнении зубьев.

V. Проверка качества зацепления по удельному скольжению в контактной точке профиля зуба при движении общей точки по всей длине активной линии зацепления

Скорость общей точки K по эвольвентному профилю в направлении скольжения для шестерни и колеса пропорциональны расстояниям точки контакта К от точек N1 и N2:

Vky1 = 1 · lN1X = 1 · ρу1

Vky2 = 2 · lN2X = 2 · ρу2

При построении графиков зависимостей Vky1 и Vky2 воспользуемся равенством этих скоростей в полюсе P. Скорость изобразим любым отрезком PW, проведённым из полюса P.

Прямые, исходящие из точек N1 и N2 и проходящие через PW дают зависимости Vky1 и Vky2.

Удельное скольжение в контактной точке эвольвентного профиля шестерни и колеса.

θ12 = (y1 – y2) / y1  θ21 = (y2 – y1) / y2

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

y1

0

1.93

3.56

5.54

7.76

10.06

12.2

13.87

15.75

17.94

20

21.72

23.59

25.24

27.76

29.4

30.42

33.49

35.64

39.59

y2

39.78

38.24

36.67

34.73

32.34

29.36

27.2

25.94

24.03

21.79

20

17.59

15.67

13,75

11.76

9.8

7.03

5.21

2.44

0

y1 – y2

-39.78

-36.31

-33.11

-29.19

-24.58

-19.3

-15

-12.07

-8,28

-3.85

0

4.13

7.92

11.49

16

19.6

23.12

28.28

33.2

39.65

θ12

-∞

-18.81

-9.3

-5.54

-3,16

-1.9

-1,22

-0,87

-0,52

-0.21

0

0,19

0,33

0,46

0,58

0,66

0,77

0,84

0,94

1

y2 – y1

39.78

36.31

33.11

29.19

24.58

19.3

15

12.07

8.28

3.85

0

-4.13

-7,92

-11.49

-16

-19.6

-23.12

-28.28

-33.2

-39.75

θ21

1

0.95

0.9

0,84

0,76

0,64

0,55

0,46

0,34

0.18

0

-0,23

-0,51

-0,84

-1.36

-2

-3,29

-5.24

-13.8

-∞

Удельное скольжение в контактных точках профилей зубьев шестерни и колеса изменяются в пределах активной линии зацепления AB

-3,3  θ12 0,49  -0,95  θ21 0,75

2.6. Построение зубчатого зацепления.

Выбираем масштаб построения зубчатого зацепления: 1:1

Проводим линию центров и помечаем центр шестерни (О1) и колеса (О2). Отмечаем на линии центров положение полюса зацепления (Р) – точка соприкосновения начальных диаметров шестерни и колеса. Проводим делительные и основные окружности, а также окружности вершин и впадин. Через полюс Р проводим касательную к начальным окружностям - получаем линию зацепления N1N2.

Строим две эвольвенты двух зубьев, проходящих через полюс. Для этого делим линию зацепления N1P  на целое число отрезков (четыре) и откладываем на основной окружности дуги, равные этим отрезкам. Находим начало эвольвенты на основной окружности. В предыдущей точке проводим касательную и откладываем отрезок один раз. Во второй точке – два и т.д. В результате на касательных получаем серию точек, соединив которые получим эвольвенту. Аналогично, разбив прямую N2P на 6 отрезков, построим вторую эвольвенту.

Для построения трех зубьев на каждом колесе воспользуемся правилами симметричного отображения, величинами угловых шагов зацепления 1 и 2, шагом зацепления p и шагом на делительной окружности р, а также окружными толщинами зуба на делительной окружности s1 и s2.

Лист 3.

3.1.  Цель работы: По заданным величинам рассчитать момент инерции.

Построить закон движения ведущего звена.

Исходные данные:

m1,кг

т2,кг

m3,кг

11

12, м

lAS1, м

lBS2,м

n1,об/мин

δ

0,4

1.6

4

0,04

0,16

0,05

0,011

1700

0,01

3.2. Определяем кинематические характеристики всех звеньев.

За нулевое положение принимаем начало рабочего ход. Рисуем 12 планов положений механизма, соответствующих последовательным поворотам кривошипа в направлении движения через 30 градусов.

См. Курсовой проект лист №3 Приложения, исходные данные.

Расчеты и обработка результатов производились в программе Microsoft Office Excel.

3.3. Вычисление приведенного момента инерции.

Из условия равенства кинетических энергий эквивалентной динамической модели и заданного механизма, для данного мгновенного положения определяем приведенный момент инерции:

где: JA - момент инерции кривошипа относительно оси, проходящей через точку А; JS2 – момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через центр масс.

Строим график JПР = f(φ).См приложения к Лист №3

3.4. Вычисление приведенного момента.

Из условия равенства мощности заданной внешней нагрузки и мощности момента, приложенного к звену приведения для данного мгновенного положения, определяем приведенный момент:

Рдв - сила, действующая на ползун. Определяется из диаграммы внешней нагрузки для всех 12 положений механизма.

Строим график MПР = f() См приложения к Лист №3.

3.5. Вычисление работы и определение ΔA.

АДВСС = ΔA

АДВ - работа движущих сил за цикл;

АСС - работа сил сопротивления за цикл;

ΔA - избыточная работа за цикл.

Строим график Адв = f(φ), см. приложения к Лист №3.

Строим график АСС = f(φ), см.приложения к Лист №3, строим график избыточной работы ΔA = f(φ), см. приложения к лист №3.

Изменение кинетической энергии равно избыточной работе: ΔT = ΔA.

3.6. Построение и анализ диаграммы Виттенбауэра.

Строим график Inp = fA), см. лист №3.

На чертеже диаграмма построена в масштабах:

μΔА = 10Дж/мм;

μJ = 5*10-5кг*м3/мм.

Определяем максимальную и минимальную угловые скорости звена внутри цикла установившегося движения:

Определяем угловые коэффициенты касательных к диаграмме Виттенбауэра с осью приведенного момента, соответствующих максимальной и минимальной угловой скорости звена приведения:

Проводим касательные к петле Виттенбауэра под углами ψmax=4.57  и ψmin =4.48 до пересечения с осью ординат. Затем определяем длину отсекаемого отрезка ab, где а - точка пересечения линии ωmax с осью ординат, b - точка пересечения линии ωmin  с  осью  ординат.

ab = 124.5      мм

 Момент инерции маховика:

                  Jmax =Xm *J= 83000*0.00005=4.15 кг*м2.

3.7. Определение размеров маховика.

Выбираем маховик в виде массивного обода, связанного со ступицей более тонким диском.

Плотность материала обода: = 7,8 кг/дм3;

Коэффициент ширины маховика: b = 0,2;

Коэффициент толщины обода: п = 0,6;

Наружный диаметр: ;

Ширина обода: ;

Внутренний диаметр: ;

Масса маховика:

3.8. Определение закона движения механизма.

Изменение скорости вращения кривошипа внутри цикла установившегося неравновесного движения найдем с помощью диаграммы Виттенбауэра. Сначала рассчитываем масштабный коэффициент диаграммы изменения угловой скорости ведущего звена:

Строим диаграмму зависимости угловой скорости первого звена ().Графически дифференцируя,строим диаграмму аналога ускорения. Приняв, полюсное расстояние Hω=90,25мм.

Находим величину ускорения звена приведения по этой диаграмме для положения механизма, при ϕ=45◦:  

                      

.


Лист 4.

4.Силовой расчет для рычажно-шарнирного механизма.

4.1. Кинетостатический силовой расчет (1=const):

Строим план механизма в заданном положении (при =45°) в масштабе М 1:1. Строим план скоростей для данного положения и рассчитываем скорости Vb, Vc, Vc(b) и Vs2;

Строим план ускорений  механизма  в заданном положении. И рассчитываем ускорения (нормальные и тангенциальные составляющие) всех точек механизма B, C, S1, S2.

Выбираем масштаб: µa= 15.83м/c2 /мм.

После чего рассчитываем фиктивные силы (Ф1, Ф2, Ф3 ) и их моменты (см. таблицу 2) по формулам:

На плане механизма изображаем угловые скорости и ускорения. Разделяем механизм на группу начальных звеньев и группы нулевой подвижности.

4.1.1. Расчет группы Ассура.

Вычерчиваем план группы в масштабе плана механизма. На плане изображаем все действующие реактивные и фиктивные силы.

Определяем из условия равновесия тангенциальную составляющую реактивной сил:

Строим план сил из условия:

Масштаб плана сил:

        

Определение реакцив в шарнире С R23.

R23=(FC)* =236.7*153.84=36413.9H

Определяем плечо действия силы . Составляем уравнение моментов:

4.1.2. Расчет ведущего звена.

Прикладываем силу к точке B звена AB.

Из условия равновесия находим уравновешивающий момент Mур:   

Строим планы сил, действующих на звено АВ с масштабным коэффициентом .

R011+R12=0

R01=153.84*228.16=35000H

4.2. Метод Н.Е. Жуковского (1=const).

Вычерчиваем план скоростей механизма повернутый на 900 в масштабе:

В соответствующих точках плана скоростей прикладываем все внешние активные (Рдв) и фиктивные (Ф1, Ф2, Ф3)  силы.

Моменты, действующие на звенья, представлены в виде пары сил.

Составляем уравнения равновесия "жесткого" рычага Н.Е.Жуковского, образованного векторами плана скоростей, имеющего опору в полюсе, и определяем величину Qур.

Оцениваем расхождение между полученными моментами:


4.3. Кинетостатический силовой расчет (
1= var, 1=253.4c-2):

Строим план механизма в заданном положении (№2) в масштабе 1:1. Строим план скоростей для данного положения и рассчитываем скорости Vb, Vc, Vc(b) и Vs2 (см. таблицу 2);

Строим план ускорений механизма в заданном положении. И рассчитываем ускорения (нормальные и тангенциальные составляющие) вех точек механизма B, C, S1, S2. Выбираем масштаб µa=15.83 м/c2 /мм.

                   

После чего рассчитываем фиктивные силы и их моменты для всех трех звеньев (см. таблицу 2) по формулам:

На плане механизма изображаем угловые скорости и ускорения. Так как значения и направления линейных ускорений центров тяжести звеньев практически не отличаются, то принимаем R12 = ; 

Из условия равновесия :  

.находим уравновешивающий момент:

Строим планы сил, действующих на звено АВ с масштабным коэффициентом .

4.4. Метод Н.Е. Жуковского (1=var, 1=253.4c-2):a

Вычерчиваем план скоростей механизма, повернутый на 900 в масштабе: .

В соответствующих точках плана скоростей прикладываем все внешние активные (Рдв) и фиктивные (Ф1, Ф2, Ф3)  силы. В точке приведения – прикладываем уравновешивающую силу Qур .

Моменты, действующие на звенья, представлены в виде пары сил.

Составляем уравнения равновесия "жесткого" рычага Н.Е.Жуковского, образованного векторами плана скоростей, имеющего опору в полюсе, и определяем величину Qур

Оцениваем расхождение между полученными моментами:


Список литературы.

  1.  Фролов К.В., Попов С.А., Мусатов А.К. и др. «Теория механизмов и машин», Москва,«Высшая школа» 1987г;
  2.  Артоболевский И.И., «Теория механизмов и машин», Москва, «Наука», 1988г;
  3.  «Методические указания по курсовому проектированию по теории механизмов и машин».


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

45795. МЕТОД ИЗМЕРЕНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ НА ПЕРЕМЕННОМ ТОКЕ 399 KB
  змерение напряжения стабилизации проводят следующим образом. Через, испытываемый прибор, подключенный к клеммам Х1 и Х2, пропускают заданный ток стабилизации и измеряют разность напряжений между напряжением...
45796. ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ СПРОСА И ПРЕДЛОЖЕНИЯ 28.36 KB
  Через эти колебания устанавливается тот уровень цен при котором обеспечивается равновесие спроса и предложения и в конечном итоге равновесие производства и потребления. Рассмотрим сначала эластичность спроса. Эластичность спроса по цене прямая эластичность спроса это степень чувствительности спроса на какойнибудь товар к изменению цены на этот товар.
45797. Значение конкуренции в современной экономике 15.71 KB
  Основными методами конкуренции являются: повышение качества продукции снижение цен война цен реклама развитие до и послепродажного обслуживания создание новых товаров и услуг с использованием достижений НТР и т. конкуренции: активизация инновационного процесса гибкое приспособление к спросу высокое качество продукции высокая производительность труда минимум издержек реализация принципом оплаты по количеству и качеству труда возможность регулировки со стороны государства. конкуренции: победа одних и поражение...
45798. Модель безубыточности производства. Точка безубыточности 31.18 KB
  Отсюда находим критический объем: Q' = F pv где Q' – точка безубыточности критический объем в натуральном выражении; v – переменные затраты на единицу продукции. Критический объем производства и реализации продукции можно рассчитать не только в натуральном но и в стоимостном выражении: S = F p p v = Q' p где S – критический объем производства и реализации продукции. Приведенные выше формулы расчета критического объема производства и реализации в натуральном и стоимостном выражении справедливы лишь когда выпускается только один...
45799. Взаимодействие PR-служб со СМИ 21.67 KB
  Считается даже что до восьмидесяти процентов всей работы в них приходится на взаимодействие со СМИ. По данным социологического исследования опубликованного в журнале Сообщение самую существенную часть расходов компании составляют связи со СМИ для формирования имиджа кандидата в целом. От степени умения и желания работать со СМИ нередко зависит успех деятельности различных предпринимательских структур органов власти отдельных руководителей политиков.
45800. СЕРТИФІКАЦІЯ ІМПОРТОВАНОЇ ПРОДУКЦІЇ 96.5 KB
  Сертифікат має бути виданий українським органом з сертифікації, який також може визнати і зарубіжний сертифікат. За відсутності оригіналу сертифіката подається копія, завірена нотаріусом або органом, що видав сертифікат, консультантом України.
45801. Планы по работе с основными группами общественности 20.6 KB
  GRP Goss Rting Point накопленный рейтинг сумма рейтингов всех выходов рекламных сообщений в рамках данной рекламной кампании. Считается как сумма всех рейтингов накопленных в течении дня умноженная на количество выходов в течении рекламной кампании или любого другого промежутка времени. Rech – охваченная аудитория количество людей хотя бы один раз видевших рекламное сообщение в течении кампании. СРР = бюджет рекламной кампании GRP так и отдельных спотов между собой СРР = стоимость 1 спота рейтинг спота.