Анализ и расчёт механизма качающегося конвейера
скачать (824.8 kb.)
Доступные файлы (9):
Курсовая записка Сх11В15.doc | 938kb. | 17.12.2009 23:21 | ![]() |
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.doc | 146kb. | 17.12.2009 23:56 | ![]() |
Титульный.doc | 23kb. | 17.12.2009 23:23 | ![]() |
содержание
Загрузка...
- Смотрите также:
- Механизм зубчатой передачи [ документ ]
- Задача - Анализ механизма [ лабораторная работа ]
- Расчетно-графическая работа - Анализ рычажных и зубчатых механизмов [ расчетно-графическая работа ]
- Манометр с потенциометрическим преобразователем [ курсовая работа ]
- Курсовой проект - Привод механизма арретирования с шаговым электродвигателем [ курсовая работа ]
- Руководство по эксплуатации - Конвейер шахтный ленточный 2Л1000У-01Д [ стандарт ]
- Расчет козлового крана [ лабораторная работа ]
- Разработка технологии плавки стали в электродуговой печи ДСП-80 и расчет ее механизма [ документ ]
- Анализ и синтез зубчатых, рычажных и кулачковых механизмов [ документ ]
- Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорании [ документ ]
- Анализ грейферного механизма [ документ ]
- Расчет механизма главного подъема литейного крана [ лабораторная работа ]
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:






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)


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


Длину



Длину



Величину Y1 определяем из условия допускаемого угла


Для нахождения размеров кривошипа и шатуна 2 составим систему:

где размеры


Решив систему получим:

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

^
Расчет скоростей выполняется для 1-ого положения механизма.
Частота вращения кривошипа

Угловая скорость кривошипа:



Скорость точки А:

Масштабный коэффициент скоростей:

Скорость точки


На плане скоростей получим

Абсолютная величина скорости точки


Скорость точки




Скорость точки


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 |
^
Ускорение точки


Ускорение


Масштабный коэффициент ускорений:

На плане ускорений изображаем ускорение точки


Ускорение точки
















Нормальные ускорения вычисляем по формулам:

На плане ускорений ускорение точки




Ускорение точки


Абсолютная величина ускорения точки


Ускорение точки










Нормальные ускорения вычисляем по формулам:

На плане ускорений ускорение 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 |
^
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:



^
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:

^
Скорости и ускорения центров масс звеньев механизма определяем из планов скоростей и ускорений:
для шатуна АВ:


для коромысла СО2:


для шатуна СD:


^
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




Рисунок 5 – Расчетная схема механизма
^
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






Определяем силы тяжести звеньев:




Сила полезного сопротивления представляет силу трения

где

Разбиваем механизм на группы Ассура в соответствии с формулой строения

^
Выделяем из механизма диаду (4,5). Нагружаем её силами





Составляем условие равновесия диады


Уравнение содержит две неизвестных:



Реакцию



Откуда находим



Из плана сил имеем:



Реакция во внутреннем шарнире




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:

^
Изображаем диаду со всеми приложенными к ней силами. Действие отброшенных звеньев заменяем реакциями




Составляем условие равновесия диады:


Уравнение содержит четыре неизвестных:

Неизвестные



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:


Вектора сил на плане сил:






Из плана сил имеем:




Определяем внутреннюю реакцию в шарнире



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


^
Силовой расчет кривошипа состоит в поиске реакции стойки на кривошип


Реакция




По уравнению равновесия строим план сил.
Масштаб сил

Из плана сил имеем:


Расчет механизма методом планов сил окончен.
^
Строим повернутый на





Сравниваем значения



Расчет сил окончен.
^
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


Потери мощности в поступательных парах:

Суммарная мощность трения:


Мгновенная потребная мощность двигателя:


^
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:


^
3.1 Геометрический расчет равносмещённого зубчатого зацепления
Исходные данные:

Исходный контур инструмента нарезания колес имеет следующие параметры:



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



Сравниваем полученный результат с определенным аналитически:

Масштабный коэффициент построения картины зацепления:

^

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


Из условия соосности определяем неизвестные числа зубьев колес:



Получаем:



^
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





Частота вращения сателлита:

Определим погрешность:

^
4.1 Определение масштабных коэффициентов
Масштабный коэффициент перемещения толкателя


где



Масштабный коэффициент времени


где


Масштабный коэффициент скорости толкателя


где



Масштабный коэффициент ускорения толкателя


где



^

Принимаем масштабный коэффициент


По оси ординат искомого графика откладываем в масштабе


Определяем в масштабе


где

Определяем в масштабе



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.)