Анализ и расчёт механизма качающегося конвейера

лист_2_чистовик.dwg

Планы скоростей Кv=0
Планы ускорений Кa=0
Расчетная схема механизма Кl=0
План сил кривошипа Кр=40Нмм
План сил диады 2-3 Кр=40Нмм
План сил диады 4-5 Кр=40Нмм
Рычаг Жуковского Кv=0
Силовой анализ рычажного механизма

лист_4_чистовик.dwg

Диаграммы движения толкателя KS=0.00041ммм Kt=0.000868смм Kv=0.0086мсмм Ka=0.18мc²мм
Диаграмма движения толкателя(S-a) KS=0.002ммм
Схема кулачкового механизма KS=0.001ммм
Синтез и анализ кулачкового механизма

Титульный.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Министерство образования и науки Российской Федерации
Белорусско-Российский университет
Кафедра “Основы проектирования машин”
Механизм качающегося конвейера
студент группы ТЭА-071

Курсовая записка Сх11В15.doc

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.
Синтез и анализ кулисного механизма
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(01);механизм 1-ого класса 1-ого порядка.
Рисунок 3 - Диада(23);механизм 2-ого класса 2-ого порядка.
Рисунок 4 - Диада(45);механизм 2-ого класса 2-ого порядка.
Формула строения механизма: кривошип(01) диада(23) диада(45). Механизм 2-ого класса 2-ого порядка.
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 :
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 .
3 Определение скоростей механизма
Расчет скоростей выполняется для 1-ого положения механизма.
Частота вращения кривошипа
Угловая скорость кривошипа: где -угловая скорость кривошипа .
Масштабный коэффициент скоростей:
Скорость точки находим графически решая систему:
На плане скоростей получим .
Абсолютная величина скорости точки :
Скорость точки определяем по свойству подобия:
Значения скоростей для остальных 12-ти положений сводим в таблицу 1.1.
Таблица 1.1. Значения скоростей
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 ;
так как опора неподвижна;
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 :
Значения ускорений для остальных 12-ти положений сводим в таблицу 1.2.
Таблица 1.2. Значения ускорений
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:
6 Определение угловых скоростей и ускорений
Угловая скорость кривошипа 1 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:
7 Скорости и ускорения центров масс
Скорости и ускорения центров масс звеньев механизма определяем из планов скоростей и ускорений:
для коромысла СО2: ;
Силовой анализ механизма
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
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.
Выделяем из механизма диаду (45). Нагружаем её силами а действие отброшенных звеньев заменяем реакциями . Под действием этих сил диада (45) 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.
Реакция во внутреннем шарнире определится из условия равновесия:
Для определения R54 следует замкнуть многоугольник сил звена 5. При построении плана сил диады (45) 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 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 :
Составляем сумму моментов сил звена 3 относительно точки :
Теперь уравнение содержит две неизвестных: оно решается графически. Строим план сил на основе уравнения равновесия.
Вектора сил на плане сил:
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 (23) получим . Истинное значение силы R23:
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.
Расчет механизма методом планов сил окончен.
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 :
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:
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:
Выбираем ведущее звено. Так как у исследуемого механизма ведущим звеном является кривошип то кинетическая энергия опишется следующим образом:
Находим приведенный момент инерции:
Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора
1 Геометрический расчет равносмещённого зубчатого зацепления
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
Диаметр окружности вершин зубьев
Диаметр окружности впадин зубьев
Делительная толщина зуба
Основная толщина зуба
Угол профиля по окружности вершин
Толщина зуба по окружности вершин
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:
2 Синтез планетарного редуктора
Рисунок 6 - Редуктор
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:
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:
Синтез и анализ кулачкового механизма
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:
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:
Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. Под общей
редакцией Г.Н. Девойно. Минск “Вышэйшая школа ” 1986.
Теория механизмов и машин. Сборник контрольных работ и курсовых
проектов. Под общей редакцией Н.В. Алехновича. Минск “Вышэйшая школа”1987 .
Теория механизмов и машин. Под редакцией К.В.Фролова. Москва “Высшая школа” 1970.
А.А.Машков. Теория механизмов и машин. Минск “Вышэйшая школа”1971.

лист_1_чистовик .dwg

Планы скоростей Кv=0
Планы ускорений Кa=0
Планы механизма Кl=0
График хода ползуна Кl=0
График скорости ползуна Кv=0
График ускорения ползуна Кa=0
Синтез и анализ рычажного механизма

содержание.doc

Синтез и анализ рычажного механизма 4
1 Структурный анализ механизма 4
2 Определение недостающих размеров механизма 5
3 Определение скоростей точек механизма 6
4 Определение ускорений точек механизма 8
5 Диаграммы движения выходного звена 10 1.6 Определение угловых скоростей и ускорений 10
7 Определение ускорений центров масс звеньев механизма 11
Силовой анализ механизма 12
1 Определение сил инерции и сил тяжести 12
2 Расчет диады 4-5 14
3 Расчет диады 2-3 15
4 Расчет кривошипа 17
5 Метод Жуковского 18
6 Определение мощностей 18
7 Определение кинетической энергии механизма 19
Проектирование зубчатого зацепления. Синтез планетарного редуктора 21
1 Геометрический расчет равно смещенного эвольвентного зубчатого зацепления 21
2 Синтез планетарной передачи 24
3 Построение плана скоростей и частот вращения звеньев комбинированного зубчатого механизма 25
Синтез и анализ кулачкового механизма 27
1 Выбор масштабных коэффициентов 27
2 Выбор минимального радиуса кулачка 27
Список использованных источников 29

лист_3_чистовик.dwg

Равносмещeнное зубчатое зацепление КL=0
Схема и план скоростей планетарного редуктора КV=0
План частот вращения звеньев редуктора Кn=10минмм
Параметры зубчатой передачи Z5-Z6
Силовой анализ зубчатого механизма