Полный текст:
Задание
Рис.1
В первой части проекта требуется:
1) вычертить механизм в
заданном положении, выбрав масштабный коэффициент длины;
2) выполнить структурный
анализ;
3) построить планы
положений механизма для двенадцати равноотстоящих друг от друга положений
кривошипа;
4) начертить траектории
всех точек механизма, в том числе и точек центров тяжести звеньев;
5) построить план
скоростей для заданного положения механизма и определить значения скоростей
всех его точек, значения и направления угловых скоростей звеньев;
6) начертить план
ускорений для заданного положения механизма и определить значения ускорений
всех его точек, значения и направления угловых ускорений звеньев;
7) определить значения и
направления всех сил, действующих на звенья механизма, и, построив план сил,
определить реакции в кинематических парах;
8) выполнить расчет
ведущего звена;
9) построить рычаг
Жуковского.
Во второй части проекта требуется:
1) выполнить геометрический расчет цилиндрической прямозубой
передачи с эвольвентным профилем зуба и определить передаточное число;
2) вычертить по данным
расчета зацепление (в три зуба на каждом колесе) с контактом в полюсе
зацепления;
3) выделить активный
участок линии зацепления и рабочие участки профилей зубьев обоих колес;
4) вычислить
теоретическое значение коэффициента перекрытия;
5) определить значение
действительного коэффициента перекрытия по данным вычерченного зацепления и
сравнить его с теоретическим (относительная ошибка допускается в пределах 5 %);
6) построить диаграммы
относительного скольжения.
Таблица с данными:
Схема меха-низма
Вариант
Угол
кривошипа ?, градусы
Частота
вращения n1,
об/мин
Вес одного
миллиметра
звена q, Н/мм
Сила полезного
сопротивления Fпс, Н
Направление
вращения
кривошипа ?1
Число
зубьев,
z1
Переда-точное
число, u
Модуль m, мм
4
4
135
140
0,20
1200
Правое
25
1,5
7
Реферат
Курсовой
проект содержит 28 страниц, 1 рисунков, 4 таблицы,
3 источников, 0 приложений, 2 листа графического материала.
Объектом
проектирования являются плоский рычажный четырехзвенный механизм и передача,
состоящая из двух зубчатых колес.
Цель работы –
закрепление теоретических знаний в области определения структуры механизма,
кинематического и силового анализа; определение параметров и качественных
показателей нулевого зубчатого зацепления.
Выполненные расчеты
позволили определить скорости, ускорения, силы инерции звеньев механизма,
построить планы сил для определения давления в кинематических парах, выполнить
чертеж зубчатого зацепления.
Полученные
результаты могут быть применены при создании подобных рычажных механизмов в
машинах и агрегатах.
Оглавление
Введение
1 Структурный анализ механизма
2 Кинематический анализ механизма
2.1 Построение планов механизма
2.2 Построение планов скоростей
механизма
2.3 Построение планов ускорений
механизма
3 Кинетостатический анализ механизма
3.1 Определение сил инерции звеньев
3.2 Определение реакций
кинематических пар в структурной группе (звенья 2-3)
3.3 Силовой расчет ведущего звена
3.4 Построение рычага Жуковского
4 Проектирование зубчатой прямозубой
передачи с эвольвентным профилем
4.1 Расчет основных геометрических
параметров
4.2 Построение картины эвольвентного
зацепления
4.3 Определение качественных
показателей
Заключение
Список использованной литературы
Введение
Основными целями
выполнения курсового проекта являются изучение общих методов исследования и
проектирования механизмов, применение знаний из ранее изученных дисциплин для
конструирования, изготовления и
эксплуатации машин в любой отрасли промышленности и транспорта.
Задачами данной
работы являются проведение структурного, кинематического и силового анализа
механизма, построение диаграмм и выполнение чертежа зубчатого зацепления.
При выполнении
графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.
1 Структурный анализ механизма
Представим
механизм в виде совокупности начального механизма и структурных групп.
Начальным
механизмом называют механизм, состоящий из двух звеньев: 1, 4 (одно из них
неподвижное — стойка), которые образуют одноподвижную пару (вращательную или
поступательную). Структурная группа, или группа Ассура — кинематическая цепь,
которая состоит из подвижных звеньев, соединенных между собой низшими
одноподвижными кинематическими парами, и имеет число подвижностей группы (на
плоскости), равное нулю.
Последовательность
анализа:
Выделяем
звенья, образующие начальный механизмОпределяем
состав и вид групп Ассура, анализируя оставшиеся звенья, начиная со звеньев,
наиболее удаленных от начального механизма.
Результаты структурного анализа представлены в табл. 2
Таблица 2
Определение степени подвижности
механизма -W
Обозначения
КП
Звенья КП
Относ. движ.
Подвижность
в КП
О
4-1
вращ
1
А
1-2
вращ
1
B
2-3
вращ
1
О2
3-4
вращ
1
Вид абсолютного движения звеньев
механизма (наименование звеньев)
Плоское (шатуны)
1
Вращательное (кривошипы, коромысла)
1,3
Поступательное (ползуны)
-
Траектории центров подвижных шарниров
Прямая
Окружность
А
B
C
S3
Сложная кривая
S2
Число звеньев механизма
Общее (включая стойку)
k=4
совершающих движение
n=3
Число кинематических пар механизма
вращательных
p5в=4
Всего 4
поступательных
p5п=0
Число подвижностей механизма
W=3•n-2•p5=3•3-2•4=9-8=1
Вывод – число
подвижностей механизма W=1. Это означает, что механизм имеет только одно начальное
звено – кривошип 1. Также это означает, что механизм имеет только одну степень
свободы в движении относительно стойки и достаточно задать только одну
обобщенную координату движения (например, угол поворота кривошипа относительно
исходного положения), чтобы определить положение всех звеньев механизма
относительно стойки в данный момент времени.
Заданный механизм состоит
из ведущего звена 1 со стойкой 4 и одной группы Ассура (звенья 2–3) . Звено 1
вращается, совершая полный оборот, и называется кривошипом. Звено 2 совершает плоскопараллельное
движение и называется шатуном. Звено 3–коромысло,
они совершает вращательное движение относительно центра О2. Все
кинематические пары V класса.
Таким образом, заданный
механизм является плоским с одной степенью свободы и называется кривошипно-ползунным.
2 Кинематический
анализ механизма
Основными задачами
кинематического исследования механизмов являются:
определение
положений звеньевопределение
скоростей и ускорений точек;определение
угловых скоростей и ускорений звеньев.
Ведущее звено – кривошип.
Считаем его угловую скорость , рад/с постоянной. Исследование проводим графоаналитическим
методам. Так, положения звеньев определяем методом засечек при построении плана
механизма, скорости и ускорения различных точек механизма находим с помощью
построения планов скоростей и ускорений.
2.1 Построение планов
механизма
Кинематическую схему строим методом засечек.
Выбираем точку О. Проводим окружность радиуса . Длину отрезка, изображающего звено ОА выбираем произвольно
из соображения размещения схемы механизма на листе выбранного формата.
0,15 м – заданная
длина кривошипа.
= 30 мм - длина кривошипа на чертеже.
Вычисляем масштаб построения ;
= 0,15 / 30 = 0,005 м/мм (1)
В соответствии с выбранным масштабом
определяем длины всех линейных величин:
длину шатуна
АВ: (2)
длину коромысла ВС: (3)
(4)
величину
отрезка «а»: (5)
величину
отрезка «в»: (6)
Все требуемые положения механизма удобно строить на одном
чертеже (т.е. с одним центром вращения кривошипа). На чертеже механизм показан
в двенадцати положениях. Каждое положение обозначено соответствующим индексом.
Исходное (обозначенное цифрой 1) положение кривошипа принято в положении, при
котором угол ? равен 1350.
Проводим
из точки А окружность радиуса АВ. От точки О1 на расстоянии b откладываем горизонталь. На
расстоянии а от точки О1 откладывает вертикаль. На пересечении этих
прямых получаем центр О2. Из точки О2 проводим
окружность, радиуса О2В. На пересечении этой окружности и окружности
АВ, получаем точку В. Продолжаем отрезок ВО2 на расстояние и получаем точку С.
Аналогичным
образом находим все оставшиеся 11 положений точек.
2.2 Построение планов скоростей механизма
Для начального звена 1
угловая скорость постоянна и равна:
рад/с (7)
где [об/мин] – заданная
частота вращения кривошипа.
Скорость
точки А начального звена равна
м/с (8)
вектор
скорости направлен перпендикулярно звену 1 в сторону, соответствующую
направлению угловой скорости .
На плане
скоростей скорость точки А, принадлежащей звену 1, изображается отрезком pа. Масштабный коэффициент плана скоростей:
мс-1/мм (9)
Из произвольной точки на плоскости проводим
отрезок в масштабе скорости.
Этот отрезок изображает скорость точки А.
Определим скорость точки В,
принадлежащей одновременно звеньям 2 и 3. Звено 3 совершает вращательное
движение относительно центра О2. Мы знаем скорость точки В по
направлению Звено 2 совершает сложное плоскопараллельное движение. В сложном
движении скорость точки В определим в соответствии с векторным уравнением:
, (10)
где - вектор скорости
точки В;
- вектор скорости
точки А;
- вектор скорости
точки В относительно А.
В
векторном уравнении скорость точки А известна по величине и направлению,
скорости и известны только по
направлению. Скорость точки В направлена перпендикулярно линии О2В (вращательное
движение звена 3), вектор скорости точки В относительно точки А будет направлен
перпендикулярно отрезку АВ как к радиусу окружности описываемой точки В в ее
относительном движении вокруг точки А. В соответствии с этим из точки проводим луч, перпендикулярный
линии О2В, а из точки а отрезка луч, перпендикулярный
АВ. Пересечение этих лучей в точке «b» определяет
отрезок , который в принятом масштабе изображает скорость точки В, а
отрезок аb изображает скорость точки В
относительно точки А.
м/с (11)
м/с. (12)
Скорость
точки С определим в соответствии с условием подобия.
м/с (13)
Положение
точек S2 и S3(центров масс)
на плане скоростей определяется в соответствии с условием подобия: их
расположение на плане скоростей подобно расположению на схеме механизма. Таким
образом, . Отложив данную величину на плане
скоростей, и соединив точку S2 с полюсом , получим скорость точки S2 в масштабе плана скоростей. Аналогично получим
скорость точки S3.
м/с (14)
м/с. (15)
Определим
угловые скорости звеньев 2 и 3. Для этого величину скорости
рад/с, (16)
рад/с. (17)
Для
определения направления переносим вектор
скорости в точку B на схеме механизма и рассматриваем вращение шатуна в
направлении скорости .
Для
определения направления переносим вектор относительной скорости в точку В и рассматриваем движение точки В относительно
точки О2.
2.3
Построение планов ускорений
Ускорение
точки А равно нормальному ускорению при вращении точки А вокруг точки О1
, т.к. и направлено к центру
вращения (от А к О1):
м/с2. (18)
На плане
ускорений центростремительное ускорение точки А изображается отрезком . Масштабный коэффициент плана ускорений:
мс-2/мм (19)
Ускорение
точки B в сложном движении шатуна определим в соответствии с
векторным уравнением:
; (20)
Для
графического решения необходимо определить величину одного из неизвестных
параметров, в частности величину нормального ускорения точки В относительно А:
мс-2/мм. (21)
мс-2/мм. (21)
Вектор
ускорения направлен от точки В к
точке А параллельно шатуну АВ. Величина отрезка изображающего ускорение определим из
соотношения:
мм. (22)
Вектор
ускорения направлен от точки В к точке О2
параллельно ВО2. Величина отрезка изображающего ускорение определим из соотношения:
мм. (23)
Отложив
на чертеже отрезки а’n’ и Раn2’ решаем
уравнение графически.
Определяем величину ускорений:
мс-2, (24)
мс-2, (25)
, (26)
мс-2, (27)
мс-2. (28)
На плане ускорений, также как
и на плане скоростей, определяем положение точек S2 и S3 в
соответствии с теоремой подобия, после чего находим ускорения центров масс
шатунов 2 и .
мс-2, (29)
мс-2. (30)
Пользуясь
построенным планом ускорений, определим угловые ускорения звеньев:
рад/с2; (31)
рад/с2. (32)
Для
определения направления углового ускорения звена 2 переносим с плана ускорений
вектор тангенциального ускорения в точку В механизма (вращение относительно точки А).
Кинетостатический анализ механизма
3.1 Определение сил
инерции звеньев
Определим
силы тяжести с помощью коэффициента
q, Н/мм, выражающего
вес одного миллиметра длины звена в ньютонах (Н). Зная значение длины (li) всех звеньев,
определяем вес каждого звена (Fi), т. е. силу тяжести, Н:
. (33)
Н, (34)
Н, (35)
Н. (36)
Вычисление массы каждого
звена производится из соотношения, Н:
(37)
где – масса звена, кг,
; (38)
9,81 – ускорение свободного падения, м/с2.
кг, (39)
кг, (40)
кг. (41)
Определим
моменты инерции звеньев 2 и 3 относительно оси, проходящей через центр тяжести:
, (42)
где – момент инерции звена относительно оси, проходящий через
центр
тяжести, кг·м2;
кг·м2, (43)
кг·м2, (44)
При
определении сил инерции и моментов сил инерции воспользуемся построенным планом
ускорений для нахождения ускорений центров масс звеньев и угловых ускорений
звеньев для заданного положения механизма:
ускорения
центров масс ,, возьмем из
результатов:
м/с2, м/с2 , м/с2. (45)
определение
угловых ускорений звеньев и также приведено при построении плана
ускорений:
с-2, с-2. (46)
Теперь
рассчитаем модули сил инерции:
звено
2 совершает плоскопараллельное движение:
Н; (47)
Нм; (48)
звено 3 совершает
вращательное движение:
Н; (49)
Нм; (50)
звено
1 совершает вращательное движение относительно точки О:
Н; (51)
Силы
инерции , , приложены в центрах масс , , звеньев и направлены противоположно соответствующим
ускорениям ,. Моменты сил инерции и по направлениям противоположены
соответствующим угловым ускорениям и .
На схеме
механизма в рассматриваемом положении показаны векторы сил инерции , , и моменты сил инерции,. Здесь же показаны линейные
ускорения центров масс ,, и угловые ускорения и .
Сила
сопротивления, действующая на звено 3 в заданном положении механизма, направлена
против вектора скорости .
Уравновешивающий
момент – Мур – требуется определить. Направление момента выбираем
произвольно. Если направление будет выбрано не правильно, то числовое значение момента
в результате расчета получится со знаком минус. Это будет означать, что
направление противоположно указанному на расчетной схеме.
В результате кинетостатичекого (силового) анализа
требуется определить уравновешивающую силу и реакции, действующие в шарнирах.
3.2 Определение реакций кинематических пар в
структурной группе (звенья 2-3)
Вычерчиваем в масштабе структурную группу в заданном положении. Прикладываем
все действующие силы, соблюдая их направление. Сами силы вычерчиваем без
соблюдения масштаба.
Отброшенные связи заменяем силами реакций. В
точке О2 – реакция заменяет действие стойки 4 на звено 3. В точке А
– реакция заменяет действие звена 1 на звено 2.
Т.к. направление реакций пока неизвестно,
представим их в виде двух взаимно перпендикулярных составляющих.
В точке А приложим две составляющие и . направим вдоль АВ. направим перпендикулярно АВ.
В точке О2 приложим две составляющие и . направим вдоль О2С. направим перпендикулярно О2С.
Направление реакций выбираем произвольно. Если в
результате вычислений получится знак минус, то следует сменить направление на
противоположное. После этого силу следует считать положительной.
Составляем уравнение моментов относительно точки
В для каждого звена отдельно. Для звена 3:
(52)
(53)
Измеряем на
плане структурной группы длины плеч сил и решаем уравнение. Находим значение
Н. (54)
Для звена 2:
(55)
(56)
Измеряем на
плане структурной группы длины плеч сил и решаем уравнение. Находим значение
Н. (57)
Векторная сумма всех сил, действующих на систему тел
находящихся в равновесии равна нулю.
Составляем векторное уравнение равновесия структурной группы (58)
Для облегчения решения векторного уравнения запишем входящие
в него силы в определенной последовательности:
1) силы группируются по звеньям;
2) две составляющие одной и той же силы записываются рядом;
3) неизвестные силы записываются по краям уравнения.
(59)
Ноль в правой части уравнения означает, что при векторном
сложении сил должен получиться замкнутый силовой многоугольник.
Векторное уравнение решаем графически.
Выбираем масштаб построения. Для выбора масштаба плана сил используем самую
большую по величине известную силу с таким расчетом, чтобы план сил поместился
на запланированной для него площади листа.
Масштаб будет равен
[Н/мм] (60)
Теперь, чтобы определить длину любого вектора силы на
чертеже, необходимо числовое значение силы разделить на масштаб .
План сил строится в той же последовательности, в какой
записано векторное уравнение. После построения плана сил определяем неизвестные
силы:
Н; (61)
Н; (62)
Н; (63)
Н; (64)
Для определения реакции в
точке В замыкаем вектором lc силы, действующие на звено 2,. при этом так же замыкаются
силы, действующие на звено 3, но направление вектора изменяется на
противоположное.
Н. (65)
3.3 Силовой расчет ведущего звена
В задачу силового расчета ведущего звена входит
определение уравновешивающего момента и реакции в шарнире O для
заданного положения.
Вычерчиваем ведущее звено в ранее выбранном
масштабе в заданном положении и прикладываем к нему
уравновешивающую силу - Fур. Сила реакции R21,с которой звено 2 действуют
на звено 1. В шарнире O действует реакция со
стороны стойки R41, величина и направление которой
неизвестны, а также сила тяжести кривошипа.
Величину уравновешивающей силы определим из
уравнения суммы моментов сил относительно точки О:
(66)
Н (67)
Неизвестную по величине и направлению реакцию R41, действующую со стороны
стойки под воздействием силы R21, определим из векторного
уравнения равновесия звена 1:
(68)
Масштаб плана сил
[Н/мм] (69)
Для определения численного значения R41 измеряем на чертеже
длину соответствующего вектора и умножаем на масштаб .
Н. (70)
Результаты
силового расчета приведены в таблице 3
, Н
, Н
, Н
, Н
, Н
98
2130
660
69,1
128,8
3.4 Построение рычага Жуковского
Поворачиваем план скоростей на 900 по
направлению вращения кривошипа. На повернутом плане откладываем все силы,
приложенные к механизму, без изменения их направления. Моменты инерции заменяем
парой сил, приложенных к концам звена, перпендикулярно ему.
Н; (71)
Н. (72)
Составляем уравнение моментов относительно полюса
и находим из него уравновешивающую силу:
(73)
Плечи сил находим графически:
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм.
Подставляя все значения в уравнение (73) находим
неизвестную уравновешивающую силу:
Н (74)
Расхождение между уравновешивающими силами, определенными
кинетостатическим методом и методом Жуковского не должно превышать 5%:
(75)
Таким образом, силовой расчет выполнен верно.
4. Проектирование
зубчатой прямозубой передачи с эвольвентным профилем.
Дополнительные
исходные данные
Нормальный исходный контур
угол главного профиля
коэффициент высоты головки зуба
коэффициент радиального зазора
коэффициент радиуса кривизны переходной
кривой
Колеса цилиндрические, угол наклона
зуба
Коэффициент смещения шестерни , колеса
4.1
Расчет основных геометрических параметров
Делительное
межосевое расстояние
мм
Коэффициент
суммы смещений
мм
Угол
профиля
Делительный
диаметр
шестерни
мм
колеса
мм
Межосевое
расстояние
мм
Начальный
диаметр
шестерни мм
колеса мм
Диаметр
вершин зубьев
шестерни мм
колеса мм
Диаметр
впадин
шестерни мм
колеса мм
Высота
зуба
шестерни мм
колеса мм
Основной
диаметр
шестерни мм
колеса мм
Расчетный
шаг
мм
Толщина
зуба по делительной окружности
шестерни мм
колеса мм
4.2 Построение картины внешнего
эвольвентного зацепления.
По
данным расчета производим построение профиля зуба. Масштаб построения М2:1,
высота зуба на чертеже будет равна мм. Намечаем центры зубчатых колес и
соединяем их межосевой линией, на которой отмечаем полюс P.
Проводим начальные и
основные окружности (радиусы ) и общую касательную к обеим
основным окружностям. Последовательным обкатыванием касательной по каждой из
основных окружностей производим построение эвольвентных профилей. Для чего от
точки откладываем на
основной окружности второго колеса (колеса с числом зубьев ) дугу , равную длине отрезка . Отрезок делим на 5
частей. Дугу делим на равное
число частей. На прямой за точкой откладываем
отрезки равные . Через точки проводим
перпендикуляры к соответствующим радиусам которые
касаются основной окружности. На перпендикуляре откладываем отрезки соответственно
равные отрезкам Точки соединяем плавной кривой и получаем эвольвентный
профиль зуба второго колеса. Построение эвольвентного профиля для первого
колеса производится аналогично.
Построение картины
внешнего эвольвентного зацепления
После построения пары
сопряженных профилей, строим профили зубьев. Зная толщину зуба по делительной
окружности, находим оси симметрии зубьев, откладывая от точки пересечения
эвольвенты с делительной окружностью дуги длиной, равной половине толщины зуба.
Затем путем копирования строим по два зуба, оси симметрии которых определяются
по угловому шагу
Переходные (нерабочие)
участки профилей скругляем радиусом .
Отрезок линии зацепления,
отсекаемый пересечением ее с окружностями вершины зубьев (отрезок B1B2) представляет собой активную часть линии зацепления.
Отыскание рабочих
участков профилей зубьев производится следующим образом: из точки как из центра окружности, проводим дугу от точки B1 до пересечения с профилем зуба колеса 1 и в
результате находим рабочий участок профиля зуба колеса 1. Из точки , как из центра окружности проводим дугу от точки B2 до пересечения с профилем зуба колеса 2 – находим
рабочий участок профиля зуба колеса 2. Рабочие участки профилей зубьев
отмечаются штриховкой.
4.3 Определение качественных
показателей зацепления
К качественным показателям
следует отнести такие, которые характеризуют работу зубчатой передачи. В
курсовом проекте рассмотрим два основных показателя: коэффициент перекрытия ? и коэффициенты относительного скольжения
?1 и ?2.
Коэффициент перекрытия – это отношение длины дуги зацепления к длине шага по начальным (r?1 и r?2) окружностям
колес, он характеризует непрерывность зацепления, а значит, плавность и
бесшумность работы
передачи.
Коэффициент перекрытия вычисляется
по теоретической формуле:
(76)
где ?? – угол зацепления в других видах передач;
? – угол зацепления в нулевой передаче.
Для нулевого зацепления sin ?? = sin ? = sin 20о.
Действительный коэффициент перекрытия определяется из чертежа зацепления по
формуле:
,
(77)
где СD – действительный участок линии
зацепления, мм;
m – модуль зацепления, мм;
? = 20о.
(78)
Определив коэффициенты
перекрытия по формулам (76) и (77), сравним их значения и вычислим
относительную ошибку, которая не должна превышать 5 %:
. (79)
Во время работы профили
зубьев одновременно совершают процесс качения и скольжения. Трение качения мало
и в расчетах им пренебрегают, а трение скольжения вызывает износ зубьев.
Главным фактором, определяющим износ, является скорость скольжения. Характеризуют
влияние скорости скольжения коэффициенты
относительного скольжения – ?1
и ?2 которые рассчитываются по формулам:
(80)
(81)
(82)
(83)
где е – длина теоретической линии зацепления
мм, между основаниями перпендикуляров, опущенных из центров О1 и О2
на линию NN;
с
– расстояние от основания перпендикуляра,
проведенного из центра меньшего колеса (z1) (от точки B1) до точки основания перпендикуляра из
центра большего колеса (z2) (до точки В2) через 15-20 мм.
Таблица 4
Результаты расчета коэффициентов
скольжения
с
0
15
30
45
60
75
NP
108
128
е
е – с
148
133
118
103
88
73
60
40
20
0
?1
1
0,92
0,83
0,71
0,54
0,31
0
-0,82
-3,32
–?
?2
–?
-12
-4,8
-2,4
-1,2
-0,44
0
0,45
0,77
1
Заключение
С помощью
графических и расчетно-графических методов анализа различных механизмов,
рассматриваемых при изучении дисциплины «Теория механизмов и машин», были
определены значения скорости, ускорения, силы инерции звеньев механизма,
давления в кинематических парах, параметры нулевого зацепления зубчатых колес.
По результатам
расчетов выполнен чертеж зубчатого зацепления,
построены диаграммы относительного скольжения, с помощью которых исследовано
влияние скорости скольжения на качество работы передачи. Определены
теоретическое и действительное значения коэффициента перекрытия, установлена
зависимость его от угла зацепления и модуля передачи.
Результаты
проектирования можно применять для создания опытного образца механизма.
Список использованной литературы
1. Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин
/ И. И. Ар-
тоболевский. М.: Наука, 1988. 640 с.
2.
Теория механизмов и механика машин. 3-е изд./ К. В. Фролов,
С. А. Попов, и др.; Под ред.
К. В. Фролова. М.: Высшая школа,
2001. 496 с.
3. Попов С. А.
Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин 4-е изд.,
перераб. и доп. / С. А. Попов,
Г. А. Тимофеев; Под ред. К. В.
Фролова. М.: Высшая школа, 2002. 411
с.