Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Анализ и расчёт механизма качающегося конвейера - файл Курсовая записка Сх11В15.doc


Анализ и расчёт механизма качающегося конвейера
скачать (824.8 kb.)

Доступные файлы (9):

Курсовая записка Сх11В15.doc938kb.17.12.2009 23:21скачать
лист_1_Печать.bak
лист_1_чистовик .dwg
лист_2_чистовик.dwg
лист_3_чистовик.bak
лист_3_чистовик.dwg
лист_4_чистовик.dwg
содержание.doc146kb.17.12.2009 23:56скачать
Титульный.doc23kb.17.12.2009 23:23скачать

содержание
Загрузка...

Курсовая записка Сх11В15.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...




Введение

Качающийся конвейер предназначен для перемещения материала (сыпучего или штучного) в горизонтальном направлении. Привод конвейера состоит из простой зубчатой передачи и планетарной передачи, который соединен с электромотором.

Подача материала из бункера на желоб, совершающий возвратно-поступательное движение, осуществляется кулачковым механизмом, толкатель которого соединён с заслонкой бункера. Кулачок получает движение от вала кривошипа через цепную передачу.

В курсе предмета «Теория машин, механизмов и манипуляторов» получаются навыки расчёта механизмов машин. Комплексным подходом к закреплению полученных знаний является выполнение курсового проекта по данному курсу. В курсовом проекте осуществляется синтез и расчёт механизма, построение и расчёт зубчатого зацепления и кулачкового механизма. При выполнении работы используются все знания, полученные за курс предмета.


1.Синтез и анализ кулисного механизма

1.1Структурный анализ механизма




Рисунок 1- Схема механизма

Механизм состоит из 5-ти звеньев: кривошипа 1, шатунов 2 и 4, коромысла 3, ползуна 5.

Степень подвижности механизма: ,где - число подвижных звеньев, - число одноподвижных звеньев, - число двухподвижных звеньев.





Разложение механизма на структурные группы Ассура:



Рисунок 2 - Кривошип(0,1);механизм 1-ого класса, 1-ого порядка.



Рисунок 3 - Диада(2,3);механизм 2-ого класса, 2-ого порядка.




Рисунок 4 - Диада(4,5);механизм 2-ого класса, 2-ого порядка.


Формула строения механизма: кривошип(0,1) диада(2,3) диада(4,5). Механизм 2-ого класса, 2-ого порядка.


^ 1.2 Определение недостающих размеров механизма

Недостающие размеры звеньев определяются в крайних положениях механизма. Из рисунка 1 очевидно, что перемещение точки C равно ходу ползуна H.

Так как угол , то длина .

Длину определяем из отношения :

.

Длину определяем из отношения :

.

Величину Y1 определяем из условия допускаемого угла .

Для нахождения размеров кривошипа и шатуна 2 составим систему:



где размеры и берутся с чертежа.

Решив систему получим:




Строим 12 планов механизма, приняв за начало отсчета крайнее положение, соответствующее началу рабочего хода механизма. Масштабный коэффициент звеньев механизма принимаем равным .


^ 1.3 Определение скоростей механизма

Расчет скоростей выполняется для 1-ого положения механизма.

Частота вращения кривошипа

Угловая скорость кривошипа: где -угловая скорость кривошипа, .

Скорость точки А:



Масштабный коэффициент скоростей:



Скорость точки находим графически, решая систему:



На плане скоростей получим .

Абсолютная величина скорости точки :




Скорость точки определяем по свойству подобия:







Скорость точки находим графически, решая систему:



На плане скоростей получим .

Абсолютная величина скорости точки :



Значения скоростей для остальных 12-ти положений сводим в таблицу 1.1.


Таблица 1.1. Значения скоростей

Скорости

м/с

Положение механизма

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

VB

0

0,256

0,4824

0,6325

0,6559

0,5096

0,1522

0,3693

0,7584

0,7622

05368

0,2658

VC

0

0, 3328

0,6287

0,8223

0,8227

0,6625

0,1979

0,4801

0,9859

0,9909

0,6978

0,3455

VD

0

0,2877

0,5736

0,7997

0,8438

0,6893

0,2043

0,4975

1,0181

0,9789

0,639

0,3002

VCD

0

0,1073

0,1421

0,0675

0,0853

0,172

0,0691

0,1553

0,1649

0,038

0,1524

0,1115

VAB

0,6586

0,5978

0,4297

0,2115

0,013

0,2696

0,5661

0,8161

0,7395

0,2805

0,2283

0,5506



^ 1.4 Определение ускорений механизма

Ускорение точки кривошипа:



Ускорениенаправлено параллельно кривошипу к центру вращения.

Масштабный коэффициент ускорений:



На плане ускорений изображаем ускорение точки отрезком .

Ускорение точки находим, решая систему:



параллельно и направлено от к ;

перпендикулярно ;

, так как опора неподвижна;

параллельно и направлено от к ;

перпендикулярно .

Нормальные ускорения вычисляем по формулам:



На плане ускорений ускорение точки равно , абсолютная величина ускорения точки :

.

Ускорение точки определяем по свойству подобия:

.

Абсолютная величина ускорения точки :

.

Ускорение точки находим, решая систему:



параллельно ;

перпендикулярно ;

, так как опора неподвижна;

параллельно .

Нормальные ускорения вычисляем по формулам:



На плане ускорений ускорение точки равно , абсолютная величина ускорения точки :

.

Значения ускорений для остальных 12-ти положений сводим в таблицу 1.2.

Таблица 1.2. Значения ускорений

Ускорения

точек


1


3


5


7


9


11


12



5,4684

5,4684

5,4684

5,4684

5,4684

5,4684

5,4684



3,95

2,22

4,05

8,36

3,44

4,26

4,14



5,13

2,89

5,27

10,87

4,47

5,53

5,39



4,66

2,69

5,31

11,33

4,26

5,01

4,57


^ 1.5 Диаграммы движения выходного звена

Диаграмма перемещения S-t строится, используя полученную из плана механизма траекторию движения точки D.

Графики скорости V-t и ускорения a-t строятся из полученных 12 планов скоростей и 7 планов ускорений.

Масштабные коэффициенты диаграмм:







^ 1.6 Определение угловых скоростей и ускорений

Угловая скорость кривошипа ω1 постоянна.

.

Угловая скорость шатуна АВ находится по формуле:



Угловая скорость коромысла СО2 находится по формуле:



Угловая скорость шатуна CD находится по формуле:



Угловое ускорение кривошипа:

.

Угловое ускорение шатуна АВ:



Угловое ускорение коромысла ВО2:



Угловое ускорение шатуна CD:



^ 1.7 Скорости и ускорения центров масс

Скорости и ускорения центров масс звеньев механизма определяем из планов скоростей и ускорений:

для шатуна АВ: ;



для коромысла СО2: ;



для шатуна СD: ;



^ 2. Силовой анализ механизма

Исходные данные:

угловая скорость кривошипа

масса шатуна АВ m2 = 70 кг;

масса коромысла m3 = 65 кг;

масса шатуна CD m4 = 68 кг;

масса жёлоба с материалом m5 = 380 кг;

диаметр всех цапф dЦ = 50 мм.

известны центры масс звеньев , и .




Рисунок 5 – Расчетная схема механизма


^ 2.1 Расчет сил инерции и сил тяжести

Определяем силы инерции звеньев механизма:









Силы инерции направлены противоположно ускорениям центров масс.

Определяем момент инерции шатуна АВ:

.

Определяем момент инерции шатуна СD:

.

Вычисляем главные моменты силы инерции шатунов:





При расчётах диад действие сил инерции и моментов сил инерции заменяем одной силой с плечом относительно центра тяжести звеньев:

;





Определяем силы тяжести звеньев:









Сила полезного сопротивления представляет силу трения



где – коэффициент трения.

Разбиваем механизм на группы Ассура в соответствии с формулой строения Начинаем силовой расчет с самой удаленной от кривошипа диады.

^ 2.2 Расчет диады 4-5

Выделяем из механизма диаду (4,5). Нагружаем её силами , , , а действие отброшенных звеньев заменяем реакциями , . Под действием этих сил диада (4,5) находится в равновесии.

Составляем условие равновесия диады ;

.

Уравнение содержит две неизвестных: и , оно решается графически. Строим план сил на основе уравнения равновесия. Для построения плана выбираем масштабный коэффициент сил Kp.



Реакцию определяем составлением суммы моментов сил звена 4 относительно точки D.





Откуда находим





Из плана сил имеем:







Реакция во внутреннем шарнире определится из условия равновесия:

; .

Для определения R54 следует замкнуть многоугольник сил звена 5. При построении плана сил диады (4,5), силы были сгруппированы по звеньям, поэтому достаточно соединить конец вектора G5 с началом вектора R50.

Истинное значение реакции:



^ 2.3 Расчет диады 2-3

Изображаем диаду со всеми приложенными к ней силами. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями которые подлежат определению. Раскладываем эти силы на нормальные и тангенциальные составляющие. Силу инерции приложим в точке касания T на расстоянии от точки вращения звена.

Составляем условие равновесия диады:

; .

Уравнение содержит четыре неизвестных: следовательно графически оно не решается.

Неизвестные и могут быть определены из уравнения моментов сил относительно внутреннего шарнира , составленных последовательно для второго и третьего звеньев.

Составляем сумму моментов сил, действующих на второе звено, относительно точки :

;

;


следовательно:



Составляем сумму моментов сил звена 3 относительно точки :

;

;

следовательно:



Теперь уравнение содержит две неизвестных: , оно решается графически. Строим план сил на основе уравнения равновесия.




Вектора сил на плане сил:













Из плана сил имеем:









Определяем внутреннюю реакцию в шарнире . Составим условие равновесия звена 2.

;

Вектор R23 определится графически как замыкающий вектор многоугольника сил второго звена. С этой целью, соединив начало вектора R21 c концом вектора U2 на плане сил диады (2,3), получим . Истинное значение силы R23:




^ 2.4 Расчет кривошипа

Силовой расчет кривошипа состоит в поиске реакции стойки на кривошип и уравновешивающей силы , имитирующей действие силы со стороны двигателя на кривошип.

Реакция известна, так как . Реакцию стойки на звено 1 определяем из условия равновесия кривошипа:

;

;

По уравнению равновесия строим план сил.

Масштаб сил .


Из плана сил имеем:





Расчет механизма методом планов сил окончен.

^ 2.5 Определение уравновешивающей силы методом рычага Жуковского

Строим повернутый на план скоростей, прикладываем к нему все внешние силы, действующие на механизм. Составляем уравнение равновесия рычага в форме суммы моментов сил относительно полюса плана скоростей:



;

;



Сравниваем значения и :



Расчет сил окончен.

^ 2.6 Расчет мощности

Мгновенная потребная мощность привода конвейера без учета потерь мощности на трение определим из соотношения:





Мощность привода, затрачиваемая на преодоление силы полезного сопротивления, равна:





Потери мощности во вращательных кинематических парах:













где – радиус цапф вращательных пар, .

Потери мощности в поступательных парах:



Суммарная мощность трения:





Мгновенная потребная мощность двигателя:






^ 2.7 Определение кинетической энергии механизма

Кинетическая энергия механизма определяется как сумма кинетических энергий всех звеньев:



Для механизма насоса с заданными параметрами кинетическая энергия звена равна:





где



Выбираем ведущее звено. Так как у исследуемого механизма ведущим звеном является кривошип, то кинетическая энергия опишется следующим образом:



Находим приведенный момент инерции:







^ 3. Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора

3.1 Геометрический расчет равносмещённого зубчатого зацепления

Исходные данные:

Исходный контур инструмента нарезания колес имеет следующие параметры:

- угол профиля зуба;

- коэффициент высоты головки зуба;

- Коэффициент радиального зазора;

Минимальный коэффициент смещения шестерни



Делительное межосевое расстояние



Делительная высота головки зуба





Делительная высота ножки зуба





Высота зуба



Делительный диаметр






Основной диаметр





Диаметр окружности вершин зубьев





Диаметр окружности впадин зубьев





Делительная толщина зуба





Основная толщина зуба





Угол профиля по окружности вершин





Толщина зуба по окружности вершин





Делительный шаг



Основной шаг



Коэффициент торцового перекрытия, определенный аналитически



Определим коэффициент торцового перекрытия графически:



где - активная линия зацепления, мм; P- делительный шаг, мм; - угол зацепления, .

Сравниваем полученный результат с определенным аналитически:



Масштабный коэффициент построения картины зацепления:




^ 3.2 Синтез планетарного редуктора



Рисунок 6 - Редуктор

Исходные данные:

Частота вращения вала двигателя:

Частота вращения кривошипа:

Число зубьев колес :

Знак передаточного отношения редуктора : «––».

Передаточное отношение простой ступени:



Общее передаточное отношение привода равно:




Передаточное отношение планетарной ступени:



Запишем передаточное отношение планетарной ступени в обращенном движении:



Выразим передаточное отношение через числа зубьев колес:



Из условия соосности определяем неизвестные числа зубьев колес:







Получаем:



^ 3.3 Построение плана скоростей и частот вращения звеньев комбинированного зубчатого механизма

Определяем диаметры всех колес:











Принимаем масштабный коэффициент построения кинематической схемы механизма .

Для построения плана скоростей определяем скорость точки, принадлежащей ведущему звену (точка A).



Выбираем масштабный коэффициент построения плана скоростей:



Для построения плана частот вращения выбираем масштабный коэффициент:

Определим частоты вращения звеньев графическим методом:







Правильность построения проверим аналитическим расчетом частот вращения колес.

Частота вращения колеса и водила H:



Частота вращения сателлита:



Определим погрешность:



^ 4. Синтез и анализ кулачкового механизма

4.1 Определение масштабных коэффициентов

Масштабный коэффициент перемещения толкателя будет равен:



где - ордината на графике ,соответствующая заданной высоте подъёма толкателя, мм;

– высота подъёма толкателя, м.

Масштабный коэффициент времени , будет равен:



где - длина абсциссы, соответствующая времени поворота кулачка на рабочий угол,

Масштабный коэффициент скорости толкателя будет равен:



где - полюсное расстояние на графике ,

Масштабный коэффициент ускорения толкателя будет равен:



где - полюсное расстояние на графике ,

^ 4.2 Построение графика и определение минимального радиуса

Принимаем масштабный коэффициент построения графика приведенного ускорения в функции перемещения .

По оси ординат искомого графика откладываем в масштабе величину перемещения толкателя .

Определяем в масштабе отрезки приведенных ускорений в каждом положении толкателя:



где - угловая скорость кулачка.

Определяем в масштабе минимальный радиус кулачка:




Список литературы

1. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под общей

редакцией Г.Н. Девойно. Минск “Вышэйшая школа ” ,1986.

2. Теория механизмов и машин. Сборник контрольных работ и курсовых

проектов. Под общей редакцией Н.В. Алехновича. Минск “Вышэйшая школа”,1987 .

3. Теория механизмов и машин. Под редакцией К.В.Фролова. Москва “Высшая школа” 1970.

4. А.А.Машков. Теория механизмов и машин. Минск “Вышэйшая школа”,1971.







Скачать файл (824.8 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru