Новости

Методичка по теории механизмов и машин

Работа добавлена:






Методичка по теории механизмов и машин на http://mirrorref.ru

ВВЕДЕНИЕ

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

1. 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.

2. Синтез кулачкового механизма

(Тема 2)

Порядок выполнения:

Производится подбор чисел зубьев планетарной передачи по данным передаточным отношениям.

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

Вычерчивается механизм в масштабе в двух проекциях.

Строятся план скоростей и картина угловых скоростей редуктора.

3. Синтез зубчатой передачи

(тема 3)

Порядок выполнения:

Строится диаграмма  в соответствии с заданным законом изменения этой функции.

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

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

Производится определение радиуса основной шайбы.

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

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

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

Титульный лист (см. прил.1).

Исходные данные из задания на проект и схему.

Содержание.

Перечень сокращений, символов.

Раздел 1. Синтез и кинематическое исследование рычажного механизма.

Раздел 2. Синтез кулачкового механизма.

Раздел 3. Синтез зубчатой передачи.

Список использованных источников.

Разделы следует делить на подразделы.

Например в разд. 1 могут быть подразделены:

  1. Синтез по коэффициенту изменения скорости хода.
  2. Структурный анализ.
  3. Построение планов скоростей и ускорений.
  4. Построение диаграмм.
  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

Цель и задачи курсового проектирования

Цель курсового проекта - развитие практических навыков по проектированию и исследованию типовых механизмов машинных агрегатов.

Являясь первой самостоятельной проектной работой, Курсовое проектирование способствует закреплению, углублению и обобщению знаний, творческому применению их в комплексном решении конкретной инженерной задачи.

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

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

Раздел 1.Структурный анализ плоских механизмов

В данный раздел включены следующие задачи:

  1. Классификация кинематических пар.
  2. Определение подвижности (степеней свободы) механизмов.

  1. Классификация кинематических пар

Любой механизм состоит из звеньев, соединенных друг с другом кинематическими парами. Кинематической парой называется подвижное соединение двух соприкасающихся звеньев.

По виду соединений кинематические пары могут быть высшими и низшими.

Высшей парой называется кинематическая пара, которая может быть выполнена соприкасанием элементов ее звеньев только по линиям или в точках, а низшей – соприкасанием только по поверхности.

Примеры высших пар приведены на рис. 1.1. и 1.2.  В паре, изображенной на рис. 1.1. звенья соприкасаются по прямой, а на рис. 1.1. в точке.

Рис.1.1. Кинематическая пара                    Рис.1.2. Кинематическая пара в виде

в виде двух касающихся цилинд-          двух соприкасающихся поверхностей

рических поверхностей           шар-плоскость

Примером низшей кинематической пары может служить пара, показанная на рис. 1.3. В этой паре звенья соприкасаются плоскостями.

                        Рис. 1.3. Плоскостная кинематическая пара

  1. Виды звеньев

Кривошип – ведущее звено, совершающее полный оборот вокруг

неподвижной оси.

Шатун– промежуточное звено, совершающее сложное плоскопараллельное движение.

Коромысло– звено, колеблющееся вокруг неподвижной оси.

Кулиса – любое подвижное звено, являющееся направляющей для ползуна.

Ползун– звено, совершающее поступательное движение.

  1. Составление кинематических схем механизмов.

Кинематическая схема механизма дает полное представление о структуре механизма и определяет его кинематические свойства. Она является графическим изображением механизма посредством условных обозначений звеньев и кинематических пар с указанием размеров, которые необходимы для кинематического анализа механизма.

Механизмы делятся на плоские и пространственные.

В плоских механизмах точки звеньев описывают траектории, лежащие в параллельных плоскостях.

Механизм будет пространственным, если точки его звеньев описывают неплоские траектории или траектории, лежащие в пересекающихся плоскостях.

На кинематических схемах механизмов звенья, как правило, изображаются отрезками прямых и нумеруются арабскими цифрами. Кинематические пары обозначаются большими буквами латинского алфавита. Стойку (неподвижное звено) принято выделять штриховкой.

Схематическое изображение кинематических пар плоских механизмов изображено на рис. 1.4.

Рис.1.4 Схематическое изображение кинематических пар в плоских механизмах:

а) – вращательная пара;   б) – поступательная пара;     в) – высшая пара

Для построения кинематической схемы механизма рекомендуется следующая последовательность:

1.Установить основное кинематическое назначение механизма.

2. Подсчитать общее число звеньев, включая стойку.

3. Выяснить подвижность кинематических пар.

4. Вычертить схему механизма, начиная с нанесения на чертеж неподвижных элементов кинематических пар.

Пример: Схема механизма поршневого двигателя: а) изображение со схематизированными конструктивными формами; б) изображение, применяемое на кинематических схемах.

   а)     б)

Рис. 1.5 Схема механизма поршневого двигателя.

  1. Определение подвижности механизмов

Для определения подвижности плоских механизмов следует пользоваться формулой Чебышева:

W = 3n – 2p5p4,

гдеW -  степень свободы механизма;

n  -   число подвижных звеньев;

p1 -   число низших кинематических пар (5 класса);

p2 -   число высших кинематических пар (4 класса).

Раздел 2.Кинематический анализ плоских механизмов с низшими парами

Кинематический анализ Механизмов имеет своей целью изучение теории строения механизмов, исследование движения звеньев с геометрической точки зрения, независимо от сил, вызывающих движение этих тел.

Кинематическое исследование состоит в решении следующих задач:

1. Определение класса механизма, т. е. выяснение, из каких структурных групп состоит механизм, и в какой последовательности эти группы  присоединяются к исходному механизму1 класса.

2. Определение перемещений звеньев и траекторий, описываемых точками звеньев.

3. Определение скоростей отдельных точек звеньев и угловых скоростей звеньев.

4.Определение ускорений отдельных точек звеньев и угловых ускорений звеньев.

Пример: Дана схема (рис. 2.1), длины звеньевlO1A= 0,1 м,lAВ= 0,28 м,lВО3= 0,24 м,lСО3= 0,18 м,lСD= 0,28 м,n = 400 об/мин.  Исследование механизма производится в 10-м положении.

По рядок расчета:

1. Выбираем масштаб для построения кинематической схемы, определяемый по формуле

гдеlO1A =0,1 истинная длина звена;

О1А = 50 мм — длина звена на чертеже.

2. В этом масштабе вычерчиваем планы механизма (рис. 2.1,а) в 12  равноотстоящих положениях кривошипа. За нулевое следует принять одно из крайних положений механизма. Для этого необходимо найти длины отрезков всех остальных

звеньев механизма, которые будут изображать их на чертеже:

и так далее.

Для того, чтобы найти правое крайнее положение механизма, нужно из точки О1; отрезком длиной 01А+АВ сделать засечку на дуге радиуса О3В. Получим точку В0 для нулевого положения. Затем найдем все остальные положения звеньев механизма. С помощью засечки длиной АВ—01А на дуге радиуса О3В определим левое крайнее положение точки В и обозначим ее через В3.

3. Производим структурный анализ. Так как заданный механизм плоский и относится к третьему семейству, то степень свободы  механизма  определяется  по формуле  Чебышева

гдеn — число подвижных звеньев, равное в данном  механизме 5;

p5—число кинематических пар 5-го класса (низшие кинематические пары). В данном механизме их 7 (0—1, 1—2, 2—3, 3—4, 3—0, 4—5, 5—0);

р4—число кинематических пар 4-го класса (высшие кинематические пары), их в механизме нет. Тогда:

Рис. 2.1.  Кинематическое исследование рычажного  механизма методом планов:

а —кинематическая схема; б — группы Ассура; в — план скоростей;    г — план ускорений

В данном механизме нет лишних степеней свободы и пассивных связей.

Проведем разложение механизма на структурные группы Ассура. Разложение следует начинать с отделения группы, наиболее отдаленной от ведущего звена. Разложение будет правильным, если после отделения каждой группы оставшаяся часть представляет собой кинематическую цепь с тем же числом степеней свободы, что и исходный механизм. Поэтому разложение необходимо начать с попытки отделения групп 2-го класса (двух-поводковых). В случае неудачи следует отделить группу 3-го класса или 4-го класса.

На рис. 3.1,б показано разложение механизма на структурные  группы.  Формула  строения  механизма  имеет  вид 1(0,1)221 (2,3)222 (4,5), т. е. к исходному механизму

1-го класса (звенья 0,1) присоединяются группы Ассура 2-го класса, состоящие из звеньев 2 — 3  (2-го порядка,  1-го вида) и 4— 5 (2-го порядка, 2-го вида). По классификации Ассура-Артоболевского данный механизм является механизмом 2-го класса. Структурный анализ механизма всегда предшествует кинематическому исследованию.

Кинематическое исследование механизма необходимо начинать с механизма 1-го класса, т. е. с ведущего звена. Задачи кинематического и силового исследования механизма в каждом положении его ведущего звена решаются для каждой группы Ассура отдельно, согласно формуле строения.

Рассмотрим построение кинематических диаграмм. По найденным на планах механизма (рис. 2.1,а) положениям ведомого звена 5 вычерчиваем график перемещения ползуна D (рис. 2.2,а), начиная от крайнего правого положения. Так как по условию1=const, то ось абсцисс является не только осью углов ( поворота кривошипа, но и осью времениt).

Время оборота ведущего звена (кривошипаO1A) в секундах, найдем по формуле

Это время рекомендуется изображать на оси абсцисс отрезком

x = 0—12 = 120...180 мм; тогда масштаб времени, с/мм

Масштаб перемещений, откладываемых по оси ординат, берем таким же, что и масштаб длины на схеме механизма, или изменяем.

Дифференцируя график перемещений, получим график изменения скорости ведомого звена. Дифференцирование проводим графически методом хорд.

Последовательность   построения  графика  VD = VD(t)  (рис.2.2,б):

1. Проводим секущие (хорды) 0a, аb,bс, сd,df и т. д.

2. Выбираем полюс рv на расстоянииHv, которое рекомендуется брать порядка 20...40 мм, и проводим из него лучи 1, 2, 3, 4 и т. д., параллельные секущим 0a, аb,bс, сd,df и т.д., до пересечения с осью ординат.

3. Из точек пересечения 1, 2, 3 и т. д. проводим горизонтали до пересечения с вертикальными прямыми, проведенными из середин 0—1, 1—2 и т. д. отрезков времениt.

4. Точки пересечения 1', 2', 3', 4' и т. д. соединяем плавной кривой. Это будет кривая изменения скорости ведомого звена.

     5. Вычисляем масштаб скорости, мс-1/мм,

где1 - угловая скорость звена 1,

s — масштаб перемещений;

t — масштаб времени;

Hv—полюсное расстояние, мм.

Масштаб графика скорости зависит от выбора полюсного расстояния. Чем больше полюсное расстояние, тем меньше численный масштаб и тем большие ординаты имеет график скорости. Начальная и конечная точки графика за период цикла движения механизма должны иметь одинаковые ординаты (в данном случае они равны нулю).

Аналогичным   способом   получим   кривую   ускорения (рис.2.2,в), дифференцируя график скорости. График ускорения, построенный путем графического дифференцирования кривой графика скорости, изображает закон изменения лишь касательного ускорения. Только в случае прямолинейного движения точки, когда нормальное ускорение равно нулю, построенный график отобразит (как в нашем примере) закон изменения полного ускорения. Начальная и конечная точки графика ускорения за время цикла движения механизма должны иметь одинаковые ординаты.

Масштаб графика ускорений, мс-1/мм, определяется по формуле

                             Рис. 2.2. Кинематические диаграммы

Рассмотрим построение плана скоростей для 10-го положения (рис. 2.1,в).

Величина скорости точкиA, м/с, перпендикулярной кривошипу 01A, определяется по формуле

                              (2.1)

.

Для построения плана скоростей выбираем на плоскости произвольную точкур — полюс плана скоростей, который является началом плана скоростей. Из полюса откладываем отрезокрa,  изображающий на плане скоростей вектор скорости VA. Он перпендикулярен звену 01А.

Тогда масштаб плана скоростей, мс-1/мм

    (2.2)

Рассмотрим первую группу звеньев ( звенья 2 и 3).

Для определения скорости точки В напишем два векторных уравнения согласно теореме о сложении скоростей при плоскопараллельном движении:

                            (2.3)

                          (2.4)

Векторы относительных скоростейVВA и VBO3 известны только по направлению. Вектор относительной скоростиVВA перпендикулярен звенуAВ, а векторVВОЗ — звену О3В.

Точка О3 неподвижна, поэтомуV03=0. Таким образом, рассматриваемая группа присоединена к двум точкам, скорости которых известны и по направлению, и по величине.

В соответствии с векторным уравнением (2.3) на плане скоростей проводим через точку (а)  прямую, перпендикулярную звенуAВ. Это есть линия вектораVBA. В соответствии с векторным равенством (2.4) проводим через точку О3 на плане скоростей прямую, перпендикулярную звену O3B. Это будет линия вектораVВОЗ. Точка (в) пересечения этих двух прямых и будет определять конец вектора, изображающего на плане скоростей векторVв. Чтобы определить истинную величину любого из векторов в м/с, надо его длину умножить на масштаб плана скоростей.

Например,

Для определения скорости точки С воспользуемся тем, что картина относительных скоростей образует на плане скоростей фигуру, подобную фигуре звена и повернутую относительно ее на 90° в сторону вращения звена. В соответствии с этим отрезок рb плана скоростей разделим в отношении О3В: O3C, т. е.

Откуда

Величина скорости точки С, м/с

Перейдем к группе (звенья 4 и 5).

Для определения скорости точки D напишем векторные уравнения

                         (2.5)

                                        (2.6)

Вектор относительной скорости  VDC и вектор абсолютной скоростиVD не известны по величине, но известны по направлению. В соответствии с векторным уравнением через точку С на плане скоростей проводим прямую, перпендикулярную звену CD. Это будет линия относительной скорости, где далее проводим линию параллельно направляющей

Х-Х. Точкаd, пересечения этих прямых и есть искомая точка. Истинная величина скорости точки D, м/с

Определим угловые скорости. Угловая скорость звена 2, рад/с, определяется по формуле

   (2.6)

Чтобы определить направление угловой скорости2, следует вектор относительной скоростиVBA перенести в точку В механизма,  а точкуA мысленно  закрепить. Тогда векторVBA будет стремиться вращать звено 2 по ходу часовой стрелки. Это и будет направление угловой скорости2

Остальные угловые скорости:

   (2.7)

   (2.8)

Угловая скорость3 направлена по часовой стрелке,4 — против.

Рассмотрим построение плана ускорений.

Для первой группы звеньев (звенья 2, 3),  ускорение точкиA, м/с2  можно определить по величине и направлению.

Так как1=const, то

   (2.9)

Точка О3 неподвижна, следовательно, ускорение ее равно нулю.

Таким образом, группа присоединена к точкам, ускорения которых известны.

Для построения плана ускорений выбираем на плоскости произвольную точку — полюс плана ускорений (рис.3.1,г). Из полюса откладываем отрезока, изображающий на плане ускорений вектор ускорений точкиA -aA. УскорениеaAнаправлено вдоль звена O1A от точкиA к точке O1 (к центру вращения звенаI). Тогда масштаб плана ускорений, мс-1/мм,

                                                               (2.10)

Для определения ускорения точки В напишем два векторных

уравнения, рассмотрев движение точки В относительно точекA и О3:

   (2.11)

   (2.12)

Нормальные ускорения можно определить по величине и направлению. Величина вектора

   (2.13)

ВекторanBA направлен вдоль звенаAВ от точки В к точкеA (к центру относительного вращения).

Величина вектораWBO3определяется по формуле

             (2.14)

ВекторanBA направлен вдоль звена ВA от точки В к точкеA как к центру вращения. Тангенциальные ускорения не известны по величине, но известны по направлению. Из конца  вектораaA, ускорения точкиA проводим прямую, параллельную звенуAВ — вектор нормального ускорения точки В относительно точкиA(anBA), масштабная величина которогоan2 =anBA /W, измеряется в миллиметрах.

Через точкуn2 проводим направление вектораWBA перпендикулярно звену ВA. Затем строим сумму векторов правой части векторного уравнения (2.11). Для этого проводим из полюса параллельно звену О3В векторanBO3. Его масштабная величина на плане ускоренийn3=anВОЗ/W.  Затем через точкуn3 перпендикулярно звену О3В проводим вектор тангенциального  ускоренияaBO3 .  Пересечение векторовaBO3 иaBA определит точкуb. Векторn2b выражает ускорениеaBA, а векторn3b выражает ускорениеaBO3 Если соединить точку а с точкойb на плане ускорений, то вектор аb выразит полное относительное ускорениеaBA, так как является геометрической суммой векторовanBA иaBA. Подобно этому векторo3b на плане ускорений представляет масштабное выражение вектора полного относительного ускоренияaBO3. И, наконец, векторb выражает на плане ускорений вектор абсолютного ускорения точки В.

Для определения ускорения точки С воспользуемся свойством  подобия.   На  основании  теоремы  подобия  имеем

Тогда

Для определения ускорения точки D напишем векторное уравнение

   (2.15)

Рассмотрим векторы, входящие в данное уравнение. ВекторWC мы определили ранее. Величина вектораWnDC, м/с2, определяется по формуле

         (2.16)

а остальные векторы известны только по направлению.

Достраиваем план ускорений. Из точки с параллельно звену DC проводим векторanDC, масштабная величина которого, мм, на плане ускорений равнаcn4 =anDC /W

Через точку   перпендикулярно звену CD проводим векторaDC, а через точку  параллельно направляющей — векторaD.  На пересечении векторовaDC иaD получим точкуd, которая определит их величины. Полученный векторn4d на плане ускорений выражает в масштабе ускорениеaDC, а векторd является изображением вектора ускоренияaD. Если соединить точку (с) с точкой (d), то вектор сd будет изображать полное относительное ускорениеaDC.

Определим угловые ускорения. Ведущее звено 7 вращается с постоянной угловой скоростью, поэтому его угловое ускорение1=0.

Угловое ускорение звена 2, с-2, равно величине тангенциального (касательного) ускоренияaBA, деленной на длину звенаAB, т.е.

___

aВАn2ba

2 = =  .           (2.17)

lВАlВА

Чтобы определить направление углового ускорения2, вектор относительного ускоренияaBA следует перенести с плана ускорений в точку В механизма, а точкуA мысленно закрепить. Тогда векторaBA будет стремиться вращать звено 2 против хода часовой стрелки. Это и будет направление2.

      Подобным образом находим угловые ускорения остальных звеньев;

___

aВОЗn3ba

3 = =  ;                   (2.18)

lВОЗlВОЗ

                                                    ___

aDCn4ba

4 = =  ;                   (2.19)

lDClDC

3 и4 направлены против хода часовой стрелки.

Раздел 3. Синтез кулачковых механизмов

  1. 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 типаI (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). Расстояниеот центра вращения кулачка до линии движения толкателя называют эксцентриситетом.

Кулачковый механизм типаII (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 механизмахI иII типа для уменьшения трения о поверхность кулачка толкатель часто снабжается роликом.

Кулачковый механизм типаIII (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.

3.2. 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

3.3. Угол передачи движения

Движущая силадействующая с кулачка на толкатель, всегда совпадает с нормальюп п кпрофилю кулачка (рисунок 3.3) в точке А. Силу  можно разложить на две составляющие -FиH. СилаFявляется силой, выталкивающей толкатель вверх, преодолевая силы, действующие на толкатель (силу трения, силу упругости пружины, силу инерции и т.д.). СилаНявляется 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.

СилыFиH связаны с углом передачи движения следующими зависимостями:

  (3.1)

Как видно из формулы (3.1) с уменьшением угла передачи движения полезная силаFуменьшается, а вредная составляющаяH увеличивается. При некотором   значении   угла     может  оказаться,   что   силаFне   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.

3.4. Выбор закона движения толкателя

Наиболее типичным графиком зависимости между перемещением толкателя и углом поворота кулачка является кривая, приведенная на рисунке 3.4 для кулачкового механизма с поступательно движущимся толкателем.

Рисунок 3.4. Закон перемещения толкателя.

В практике проектирования наибольшее распространение получили относительно простые законы движения толкателя, заданные диаграммами аналога ускоренияS"и аналога скоростиS'толкателя, показанные на рисунке 3.5 для фазы удаления толкателя:а -линейный;б -параболический; в линейно-убывающий;г -косинусоидальный;д -синусоидальный;е, ж -описанные полиномами.

          При линейном законе скорость движения толкателя на фазе удаления постоянна, ускорение равно нулю, но в начале и конце фазы ускорение равно бесконечности, что проявляется в форме «жесткого» удара. Такой закон допустим при малых массах толкателя и малых скоростях движения.

         В точках разрыва кривой ускорений (рисунок 3.5), характерных для параболического(б),линейно-убывающего(в)и косинусоидального (г) законов движения, ускорение и силы инерции толкателя изменяются на конечную величину («мягкий» удар). При плавных кривых изменения ускорения (д, е, ж) удары теоретически отсутствуют, если погрешности изготовления профилей достаточно малы.

Рисунок 3.5. Законы движения толкателя.

3.5. Задача проектирования кулачковых механизмов

Последовательность    проектирования    кулачковых    механизмов    по этапам такова:

  1. Выбор типа механизма.
  2. Выбор и обоснование закона движения толкателя.
  3. Определение основных размеров звеньев.

4.  Графическое построение координат профиля кулачка.

В задание на проектирование входят: схема кулачкового механизма; максимальный ход ведомого звена (толкателя); закон движения толкателя в виде диаграммы аналога скорости от угла поворота кулачка (S”-). Но для построения профиля кулачка необходимо иметь зависимость перемещения толкателя от угла поворота кулачка (S-). Поэтому приходится дважды интегрировать заданную зависимость.

3.6. Графическое интегрирование

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

Рисунок 3.6. Графическое интегрирование.

     Для ее построения по осиx (рисунок 3.6) отложим отрезок длиннойL 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 осих.

ПлощадиF1иF2,а такжеF2'иF1 '(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 ординатыh 'иh "обоих участков диаграммы (на углах удаления и возврата) берутся в отношении, обратно пропорциональном квадратам углов и , т.е.:

  (3.2)

Величину отрезкаh'принимаем произвольно, а затем по зависимости (3.2) рассчитываем величинуh". Далее строим диаграммуS" - так, чтобы она была симметричной относительно осих.

Проинтегрируем дважды графически полученную зависимость. Для этого:

  1. разбиваем угол удаления на 8 равных частей01; 12; 23; ...;
  2. построим ординатыаb, сd,..., соответствующие серединам интервалов01,12, ..,и отложим отрезкиОb' = аb,Od’ =cdна оси ординат;
    1. соединим произвольно взятую точкуP1на продолжении осихвлево (получив полюсное расстояниеO1P1 =H1) с точкамиb ',d', ...;
    2. на графикеу' (х)из точкиO1проводим отрезокO1b" винтервалеO11 параллельно лучуP1b',отрезокb"d"в интервале1-2параллельно лучуP1d'и т. д.

Далее разбиваем угол возврата на равные 8 частей и при том же полюсном расстоянииH1повторяем пункты 2-4.

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

Аналогично, интегрируя кривуюу'=у' (х),получаем вторую интегральную кривуюу=у(x),сучетом масштабаS =S () (графику (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 расстоянияH. 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 кривойS -  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 .

3.7. Динамический синтез кулачковых механизмов

Рассмотрим механизм типаI(см. рисунок 3.1 а).

Задачей динамического синтеза в данном случае является определение такого минимального радиус-вектора профиля кулачка , при котором переменный угол передачи движения  ни в одном положении кулачкового механизма не будет меньше . Для этого необходимо построить диаграмму  представляющую собой изменение перемещения толкателя () в зависимости от его скорости (), графически исключив ось  из диаграмм  и . При этом на получаемой диаграмме  (рисунок 3.7) масштабы на обеих осях должны быть между собой равны:

,

следовательно, при построении диаграммы необходимо пересчитать эти масштабы в какой-либо один.

Рисунок 3.7. Схема к определению минимального радиуса кулачка.

К построенной диаграмме проводим предельные касательныеtt под углом  к оси абсцисс. Эти касательные продолжаем до их взаимного пересечения в точкеO1. Заштрихованная область, определяемая пересечением предельных касательныхtt ,является областью центров вращения кулачков. Если углы  и    не равны между собой, то точкаO1не будет расположена на оси . Минимальное значениеполучится в том случае, если центр вращения кулачка расположить в точке пересечения касательныхO1. Оно будет равно расстоянию =OO1.Расстояние от принятого центра вращения кулачка до линии перемещения толкателя дает величину эксцентриситетае.В зависимости от выбора точки центра вращения кулачка, его можно сделать центральным или дезаксиальным.

Рассмотрим механизм типаIII(см. рисунок 3.1 в).

Тем  же методом  графического  исключения параметра  строится диаграмма зависимости  (рисунок 3.8). Масштабы на обеих осях также должны быть между собой равны:

Полученная криваярасположится в первом и втором квадрантах координатной системы.

Проводим предельную касательную АВ к кривой в отрицательной области ускорений под углом 45° к оси . Она пересечет ось ординат в точкеВ. Несколько увеличенный отрезокОВс учетом масштаба является минимальным радиусом кулачка

Рисунок 3.8. Схема к определению минимального радиуса кулачка.

Механизм с плоским толкателем.

Рассмотрим механизм типаII(см. рисунок 3.1 б).

Порядок построения: В произвольном месте выбирается точка Со, из которой радиусом, равным длине толкателя, проводят дугу окружности. По хордам откладывают перемещения т.В. Полученные точки последовательно соединяют с т.Со.

  1. На этих прямых и на их продолжении откладываются отрезки кинематических отношений, посчитанные в масштабе μs* по вышеприведенной формуле. Там, где отрезок имеет максимальное значение, восстанавливается перпендикуляр, и под углом [θ] проводится луч.

Если учитывать реверс, то второй луч проводят под углом [θ] через отрезок кинематических отношений, отложенный под углом в 90º по направлению реверса и имеющий максимальное значение. Центр кулачка будет в т.О1*:

ro = O1Bo

Рисунок 3.9. Схема к определению минимального радиуса кулачка. Механизма с качающимся толкателем.

Если реверс не учитывать, то второй луч проводят через т.Во под углом [θ]. Центр кулачка будет в т.О1*:

ro = O1*Bo

3.8. 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 осиO2 кулачка с угловой скоростью, равной (). При этом, однако, относительное расположение толкателя и кулачка не нарушается.

3.9. Кинематический синтез кулачковых механизмов

Построение профиля кулачка.

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

Дано:

ro min, внеосность левая е, φраб = ψраб, ωк1, sB = f(φ1)

Требуется построить профиль кулачка.

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

Порядок построения:

На окружности, радиусом r =ro , проведенной в масштабе μl, с левой стороны от оси О1 на расстоянии е выбирается точка Во (пересечение оси толкателя, отстоящей на величину е от точки О1, с окружностью ro min). Точку Во соединяют с центром О1. От полученного луча ВоО1 в направлении (–ω1) откладывают угол φрабраби проводят луч О1В10. Полученная дуга ВоВ10 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 μl. 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 μl и μs. Полученные точки 1*,2*,3*… соединяют плавной кривой и получаютцентровой илитеоретический профиль. Для построениярабочего профиля необходимо знать радиус ролика толкателя. Если он не задан, то его выбирают из конструктивных соображений:

rp=ro 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=rp 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:

ro min, lт, φраб = ψраб, ωк1, sB = f(φ1), aw(из чертежа для определения ro min)

Требуется построить профиль кулачка.

Порядок построения:

В масштабе μl проводятся окружности радиусами ro и aw. В произвольном месте окружности с r = aw выберем т.С0. Соединим точку С0 с точкой О1. От полученного луча в направлении (–ω1) отложим угол φраб = ψраб, получим точку С10. Дугу С0С10 разделим на 10 равных частей (получим точки С123…– положение оси толкателя в обращенном движении). Из полученных точек проводим окружности радиусом lт до пересечения с окружностью радиуса ro_min. Из полученных точек 1,2,3… по хордам соответствующих дуг откладывают перемещения т.В толкателя, взятых с графика перемещения с учетом масштаба μl. 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.

Раздел 4. Проектирование зубчатых передач.

4.1. 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 парыZ1min = 20 ... 25 иZ2max = 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 сателлитовn (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 II (схемаV), либо сочетание этих передач с цилиндрическими парами. Общее передаточное отношение определяется как произведение передаточных отношений зубчатых пар на передаточное отношение планетарных ступеней:

uоб=uIпростuIIпрост …uI пл*uII 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 ступениибследует выбирать побольше, на тихоходныеит поменьше.

На рис. 4.2 приведена оптимальная с точки зрения снижения веса разбивка общего передаточного отношенияu0 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.

  1. СИНТЕЗ ПЕРЕДАЧИ Сu(H) < 0 И ДВУХВЕНЦОВЫМИ  САТЕЛЛИТАМИ

(схемаII  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 иk отношения модулей и чисел зубьев венцов сателлита, представив их в виде отношения простых чисел:

Для стандартных значений модуля величина 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.

Уменьшениес 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,k, а иногда иu1H(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 увеличенияk.

4.3. ПОСТРОЕНИЕ КАРТИНЫ ЛИНЕЙНЫХ И УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ

Построение на рис. 4.1 выполнено для редуктора сuH<0 и двухвенцовым сателлитом. Порядок построения следующий:

1. Строят в масштабеl[м/мм] кинематическую схему механизма, откладываяa и диаметры начальных окружностейd1,d2,d2,d3

2. На вертикальnn сносят центры вращения колесОn и полюсыР.

  1. В масштабеv откладывают скорость на начальной окружности

колеса1:

Соединив точкиО иa прямой, получим картину линейных скоростей колеса 1.

4. Так как в полюсеP23 скорость равна нулю (колесо 3неподвижно), линияP23a   есть картина скоростей сателлита 2.

5. ЛинияО2Р2 есть масштабное значение скорости сателлита и водила на осиO2, а линияOO2 есть картина распределения скоростей на водилеH.

6. Из рис. 4.1 из треугольникаОР12a тангенс угла

т. е. пропорционален угловой скорости звена.

Тогда, если на вертикалиnn отложить полюсное расстояниеh =ОРи от точкиРпровести лучи, параллельные соответствующим лучам  картины линейных скоростей, то получим с учетом выражения (4.22), что отрезок01 на горизонталиmm

Отсюда масштаб угловых скоростей

Следовательно, чтобы определить угловую скорость любого звена надо соответствующий отрезок на картине угловых скоростей умножить на масштаб .  Так, относительная угловаяскорость сателлита относительно водила

Передаточное отношение редуктора

Приложение А.

Условные обозначения и единицы измерения основных

параметров теории механизмов и машин.

а -ускорение линейное, м/сек2 ;

Ek  -кинетическая энергия, Дж;

G -сила, Н, кН;

g -ускорение свободного падения,   м/сек2;

J -момент инерции тела,   кг • м2 ;

Kv -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

Методичка по теории механизмов и машин на http://mirrorref.ru


Похожие рефераты, которые будут Вам интерестны.

1. Реферат Приводы различных машин и механизмов

2. Реферат Обязанности руководителя «ООО ТМХ-сервис» по содержанию и ремонту машин и механизмов

3. Реферат Основы проектирования и конструирования машин методичка

4. Реферат Методичка Эксплуатация транспортно - технологических машин и комплексов

5. Реферат ТЕОРИИ МЕХАНИЗМОВ ВОЗНИКНОВЕНИЯ КОНФЛИКТОВ

6. Реферат Программа диагностики асинхронных двигателей – основного привода машин и механизмов на базе ПК с использованием измерительных датчиков, подключенных к ПК через встроенный АЦП

7. Реферат ОСНОВЫ ТЕОРИИ НАДЕЖНОСТИ МЕТОДИЧКА

8. Реферат ЭП забойных машин, подземных горных машин

9. Реферат Цель курса «Детали машин». Механизм и машина. Детали и сборочные единицы машин, их основные характеристики

10. Реферат ВОССТАНОВЛЕНИЕ ДЕТАЛЕЙ МАШИН ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ МЕТОДЫ ВОССТАНОВЛЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН