Механизмы качающегося конвейера курсовой по ТММ

ПЗ.docx

Динамическое исследование механизма4
1. Структурный анализ исполнительного механизма4
2. Синтез самоустанавливающегося механизма6
3. Построение кинематической схемы8
4. Построение планов механизма8
5. Построение кинематических диаграмм9
6. Построение планов возможных скоростей9
7. Построение динамической модели10
Выбор звена приведения10
Определение динамического цикла машинного агрегата12
Подбор электродвигателя13
Конструирование маховика16
Динамический анализ механизма17
Силовой расчет механизма18
1. Построение плана ускорений18
2. Расчет группы Ассура II2(4;5)20
3. Расчет группы Ассура II1(2;3)22
4. Расчет входного звена23
5. Проверка силового расчета (рычаг Жуковского)25
Синтез зубчатых механизмов27
1. Выбор схемы редуктора27
2. Определение чисел зубьев27
3. Кинематический анализ графоаналитическим методом Смирного-Кутцбаха30
Список использованной литературы31
Курсовая работа состоит из двух разделов.
В первом разделе курсовой работы выполнено динамическое исследование механизма включающее в себя структурный анализ и синтез механизма; построены планов положений механизма; построены планов возможных скоростей; построена кинематическая диаграмма выходного звена; построена динамическая модель механизма; выбран электродвигатель; произведен синтез маховика.
Во втором разделе курсовой работы выполнен силовой расчет механизма методом кинетостатики и его проверка с помощью рычага Жуковского; построен план ускорений; выполнен синтез планетарного редуктора построена его схема и картины скоростей и угловых скоростей.
Качающийся конвейерв общем виде представляет собой желоб или трубу подвешенную или опертую на неподвижную раму. Желобу или трубе при помощи привода сообщают переменно-возвратное (колебательное) движение. Груз загруженный в желоб (или трубу) в результате колебательного движения желоба совершает непрерывно следуемые друг за другом короткие перемещения вперед которые все вместе обеспечивают грузу общее движение вперед с какой-то средней скоростью. Характер движения груза зависит от характера и режима движения желоба.
Качающиеся конвейерыприменяются для транспорта насыпных грузов (иногда и штучных например отливок литников в литейных цехах) в горизонтальном и полого-наклонном (до 15 - 20º) направлении при сравнительно небольших длинах перемещения (до 50 м редко до 100 м) при производительности примерно до 400 т час. Специальные вертикальные вибрационные конвейеры - элеваторы позволяют транспортировать грузы вверх по наклонной винтовой спирали. Наиболее оптимальными областями применения качающихся (и особенно вибрационных) конвейеров является герметичный транспорт пылящих горячих газирующих ядовитых химически агрессивных насыпных грузов в условиях полной изоляции от окружающей среды.
Динамическое исследование механизма
1. Структурный анализ исполнительного механизма
Рис. 1.1. Схема исполнительного механизма
Исследование механизма начинаем с анализа его структуры. Механизм является плоским так как точки звеньев движутся в плоскостях параллельных одной плоскости. Механизм включает в себя стойку пять подвижных звеньев: кривошип 1 шатуны 2 и 4 коромысло 3 ползун 5. В механизме семь низших кинематических пар (p1=7) из которых 6 вращательных и 1 поступательная. Высшие пары отсутствуют поэтому механизм является рычажным.
В общем случае плоский рычажный механизм можно представить состоящим из начальных звеньев стойки структурных групп нулевой подвижности (групп Ассура) звеньев и кинематических пар вносящих в плоскую схему механизма подвижности и избыточные связи.
Выбираем звено 1 (кривошип) в качестве начального и начинаем мысленную разборку механизма отсоединяя от него наиболее удаленную от начального звена кинематическую цепь состоящую из двух звеньев 4 и 5. Выделенная кинематическая цепь обладает нулевой подвижностью и является группой Ассура II класса 2 вида.
Рис. 1.2. Схема группы II2(4;5)
Далее отсоединяем следующую структурную группу образованную звеньями 2 и 3 (кинематические пары А B и С). Выделенная кинематическая цепь обладает нулевой подвижностью и является группой Ассура II класса 1 вида.
Рис. 1.3. Схема группы II1(2;3)
Оставшееся звено 1 и стойка образуют механизм I класса 1 вида.
Рис. 1.4. Схема группы I1(0;1)
Формула строения механизма имеет вид:
М = I1(0;1) + II1(2;3) + II2(4;5)
Механизм может быть собран путем присоединения к начальному звену и стойке двух групп Ассура.
Число степеней свободы механизма W=1 так как в механизме одно начальное звено. Механизм относится к механизмам второго класса так как наивысший класс групп Ассура равен двум. В механизме нет кинематически пассивных звеньев поэтому qп = 0.
Проверим решение с помощью формулы Чебышева-Малышева:
Число избыточных связей в пространственной схеме найдем по формуле Сомова-Малышева учитывая что все кинематические пары одноподвижные:
q = 1 – 6*5 + 5*7 = 6
В пространственной схеме механизма шесть избыточных связей поэтому его сборка будет происходить с натягами за счет деформации звеньев.
Так как механизм составной его можно представить в виде двух элементарных механизмов: кривошипно-коромыслового OABС и кривошипно-ползунного СBD. Для составного механизма число степеней свободы вычисляется по формуле:
где W m – число элементарных механизмов; I – число жестких соединений элементарных механизмов. Так как m = 2 I = 1 W1 = 1 W2 = 1 то W = 1+1-1 = 1.
2. Синтез самоустанавливающегося механизма
Определим число замкнутых контуров по формуле Гохмана:
Рассмотрим контур OABC а в качестве последней собираемой пары шарнир А.
Рис. 1.5. Сборка контура OABC
Для сборки кинематической пары без натягов необходимо обеспечить сближение звеньев 1 и 2 по трем линейным и трем угловым координатам.
По оси перпендикулярной плоскости механизма нельзя выполнить сближение звеньев 1 и 2 без деформации звеньев что свидетельствует о наличии избыточной связи.
Поворот вокруг оси перпендикулярной плоскости механизма реализуется за счет подвижности в самой собираемой паре A. Повороты вокруг двух оставшихся осей не могут быть выполнены так как незадействованных подвижностей не осталось. Следовательно в механизме присутствуют еще две избыточные связи. Общее число избыточных связей в контуре равно трем.
Для устранения избыточной связи вдоль оси перпендикулярной плоскости механизма разместим вместо вращательной пары B сферическую а для обеспечения поворотов вместо вращательной A – сферическую. Однако при этой появляется местная подвижность – шатун 2 сможет поворачиваться вокруг своей оси. Для устранения этой подвижности заменим сферическую пару A на сферическую с пальцем.
Получили контур OABC без избыточных связей:
Рис. 1.6. Контур OABC без избыточных связей
Рассмотрим контур CBD а в качестве последней собираемой пары шарнир B.
Рис. 1.7. Сборка контура CBD
Сближение звеньев 3 и 4 вдоль оси перпендикулярной плоскости механизма может быть выполнено только за счет деформации звеньев. Сближение по оставшимся осям обеспечивается за счет подвижностей в паре D и паре (5-0). Подвижность в собираемой кинематической паре B позволяет выполнить поворот звена 4 относительно 3 в плоскости чертежа. Повороты вокруг двух оставшихся осей не могут быть выполнены. Таким образом выявлены еще три избыточные связи. Для их устранения вместо вращательных B и D введем сферические. При этом появится местная подвижность – шатун 4 сможет поворачиваться вокруг своей оси. Для устранения этой подвижности заменим пару D на сферическую с пальцем.
Проверим число избыточных связей. W=1 n=5 p5 = 3 p4 = 2 p3 = 3.
Рис. 1.8. Схема самоустанавливающегося механизма
3. Построение кинематической схемы
Цель кинематического синтеза – определение постоянных параметров кинематической схемы механизма по известной его структурной схеме.
В задании указаны все размеры механизма поэтому то дополнительные расчеты не требуются.
4. Построение планов механизма
Разбиваем траекторию движения т. А на 12 частей и строим положения кривошипа OA начиная с первого положения. Затем строим остальные звенья механизма. Дополнительно строим положения 5' и 10' соответствующие крайним положениям выходного звена. Находим масштабный коэффициент длины:
Определим рабочий ход:
Планы механизма размещены в левом верхнем углу листа 1.
5. Построение кинематических диаграмм
Строим кинематическую диаграмму S(φ). Масштабный коэффициент .
6. Построение планов возможных скоростей
Строим планы возможных скоростей для всех положений механизма. Длину отрезка pa обозначающего скорость точки А выбираем произвольно.
Скорость точки А изображаем отрезком pa = 50 мм. Для этого из полюса p проводим pa OA направленный в сторону 1.
Скорость известна и по величине и по направлению скорости известны только по направлению. Это уравнение можно решить графически.
Из точки a проводим прямую AB и из полюса p прямую. На пересечении прямых получаем точку b.
Из точки b проводим прямую BD и из полюса p прямую x-x. На пересечении прямых получаем точку d.
Точки S2 S3 S4 изображаем на середине отрезков AB BC и BD соответственно. Точка S5 совпадает со скоростью точки D. Скорости точек S2 и S4 можно найти по формулам:
Строим также планы скоростей для крайних положений выходного звена.
7. Построение динамической модели
Выбор звена приведения
В качестве звена приведения выбираем звено совершающее вращательное движение с той же угловой скоростью что и кривошип механизма. Параметрами модели являются приведенный момент инерции Jп и приведенные моменты сил сопротивления и движущих сил .
Определим для всех положений механизма приведенный момент инерции Jп звеньев механизма не связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением:
где – масса – момент инерции – скорость – угловая скорость i-го звена.
Звенья 24 совершают плоское движение звено 3 – вращательное звено 5 –поступательное. Тогда
Отношения скоростей заменим отношением соответствующих отрезков взятых из плана скоростей.
Результаты расчетов представлены в таблице.
Таблица 1. Таблица приведенных моментов инерции
Строим график зависимости Jп(φ).
Масштабный коэффициент момента инерции
Определим для всех положений механизма приведенный к валу кривошипа сил тяжести и сил производственного сопротивления.
Силы действующие на механизм:
G2 = m2*g = 18*981 = 17658 Н;
G3 = m3*g = 24*981 = 23544 Н;
G4 = m4*g = 100*981 = 981 Н;
G5 = m5*g = 500*981 = 4905 Н;
Gм = mм*g = 900*981 = 8829 Н.
Точки приложения сил тяжести – центры масс соответствующих звеньев.
Fc1 = 1400 кН – сила сопротивления при обратном ходе одного желоба;
Fc2 = 3800 кН – сила сопротивления при движении желоба 5 с перемещаемым материалом слева направо;
Силу G5 и Gм не учитываем так как угол между векторами этих сил и вектором скорости точки S5 равен 90º и cos(90º) = 0.
Таблица 2. Таблица приведенных моментов сил сопротивления
Строим график зависимости .
Масштабный коэффициент
Определение динамического цикла машинного агрегата
Механизм работает в установившемся режиме. Из построенных графиков видно что период изменения JII и соответствует одному обороту кривошипа. Следовательно динамический цикл машинного агрегата равен одному обороту кривошипа т.е..
Строим график работ сил сопротивления и движущих сил за динамический цикл. Определим работу Ас(φ). Для этого интегрируем графически график .графика
Построим график работ движущих сил Ад(φ). График Ад(φ) представляет собой линейную зависимость и проходит через начало и конец графика Ас(φ). Далее выполняем графическое дифференцирование и получает график . Тогда = 2233*1044 = 2331252 H*м.
Подбор электродвигателя
Средняя угловая скорость кривошипа 1
Выбираем двигатель серии 4А.
Мощность приведенного момента на звене приведения:
Потребная мощность двигателя Pпотр.дв. с учетом потерь на трение:
Выбираем двигатель 4А100L6У3.
Pдв = 22 кВт; nс = 1000 обмин; nн = 950 обмин;
; mD2 = 00524 кг*м2.
Определим среднюю частоту вращения кривошипа.
Передаточное число привода:
Передаточное отношение зубчатой передачи:
Тогда передаточное отношение планетарного редуктора:
Определим номинальный вращающий момент:
Средний вращающий момент на роторе электродвигателя:
Средняя частота вращения ротора:
Средняя частота вращения кривошипа:
Средняя угловая скорость кривошипа:
Вычислим допускаемый коэффициент неравномерности движения при котором двигатель не переходит в генераторный режим а частота вращения не принимает значения ниже критического.
Критическая частота вращения ротора:
Условие работы записываем в виде:
Выбираем наименьшее из двух значений. Условие работы машины выполняется так как заданное значение меньше .
Назначение маховика – обеспечение требуемой неравномерности вращения кривошипа. Для синтеза маховика по методу Мерцалова определим кинетическую энергию ТII звеньев не связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением:
Таблица 3. Таблица кинетической энергии TII
Строим график ТII. График имеет такой же вид как JII(φ).графика:
Строим график с учетом знаков графиков Ас(φ) и Ад(φ).графика:
Далее из графика вычитаем график ТII(φ). Полученный график является зависимостью приращения кинетической энергии звеньев механизма связанных с кривошипом постоянным передаточным отношением. Также график является графиком . Вычислим максимальную кинетическую энергию TI.
Тогда приведенный момент инерции:
Приведенный к валу кривошипа момент инерции ротора двигателя:
Приведенный к валу кривошипа момент инерции который учитывает массы звеньев привода:
Момент инерции маховика вычислим по формуле:
Конструирование маховика
Выбираем конструкцию в виде тяжелого обода связанного со ступицей облегченным диском. Тогда
где b h – ширина и толщина обода соответственно.
Выберем чугунный маховик с плотностью
Тогда диаметр маховика:
Масса обода маховика:
Масса маховика с диском и ступицей:
Проверим можно ли использовать маховик из чугуна. Для этого найдем скорость на ободе маховика:
Применение чугунного маховика допустимо.
Динамический анализ механизма
Угловая скорость звена приведения при установившемся движении:
где – график приращения угловой скорости.
График приращения угловой скорости имеет такой же вид как TI. Найдем масштабный коэффициент графика:
Проведем линию через середину отрезка а. Получим линию соответствующую средней угловой скорости. Найдем начало координатных осей на графике :
Силовой расчет механизма
Для силового расчета выбираем положение 3 соответствующее максимуму силы сопротивления.
1. Построение плана ускорений
Найдем угловую скорость и угловое ускорение входного звена для положения 3 по графику :
Строим план механизма для 3 положения в масштабе l = 0006 ммм.
Строим план скоростей в масштабе
Определим угловые скорости для звеньев механизма:
- угловая скорость шатуна 2;
Угловая скорость коромысла 3:
- угловая скорость шатуна 4;
– угловая скорость ползуна.
Строим план ускорений. Масштабный коэффициент .
Ускорение точки B относительно точки А:
Ускорение точки B во вращательном движении вокруг точки C:
Приравниваем оба выражения для ускорения точки B:
Векторы и известны только по направлению остальные известны и по величине и по направлению. Это уравнение можно решить графически.
Отмечаем точку полюса (). Из полюса строим OA в сторону точки О получаем точку nA. Из точки nA строим OA в сторону углового ускорения и получаем точку a.
Из точки a проводим вектор AB в сторону точки A. Получаем точку nBA. Из полюса проводим вектор в сторону точки С. Получаем точку nB. Из точки nB проводим прямую BC. Из nBA проводим прямую AB. На пересечении этих прямых получим точку b.
Из точки b проводим вектор к точке B. Получаем точку nDB. Из полюса проведем горизонтальную прямую. Из точки nDB проводим прямую . На пересечении прямых получаем точку d.
Точки S2 S3 и S4 переносим на середины отрезков AB BC и BD соответственно.
Определим угловые ускорения звеньев:
- угловое ускорение шатуна 2;
- угловое ускорение коромысла 3;
- угловое ускорение шатуна 4;
– угловое ускорение ползуна.
2. Расчет группы Ассура II2(4;5)
Начинаем расчет с группы Ассура II2(4;5) так как она присоединена последней.
На группу действуют силы:
GM = mм*g = 900*981 = 8829 Н.
Знак «-» указывают на то что силы инерции направлены противоположно ускорению а момент против углового ускорения.
Сила сопротивления при движении желоба с перемещаемым материалом:
Так же действуют реакции F41 и F50. F43 – реакция на звено 4 со стороны звена 3. F50 – реакция на звено 5 со стороны опоры 0. Разложим реакцию F43 на две составляющие: направленную по оси звена и направленную перпендикулярно оси звена.
Составим уравнение равновесия для звена 4 относительно точки D:
Запишем уравнение равновесия всей группы:
Строим план сил. Вектор направлен вертикально. Масштабный коэффициент: . Замыкая силовой многоугольник получим . Найдем F41.
Сложим векторы и получим:
Запишем сумму моментов для сил приложенных к звену 5 относительно точки D:
т.к. сила не равна 0.
Запишем векторное уравнение для всех сил приложенных к звену 4 для нахождения – реакции на звено 4 со стороны звена 5:
Строим план сил для звена 4. Замыкая силовой многоугольник получаем реакцию .
3. Расчет группы Ассура II1(2;3)
Проводим расчет группы Ассура II1(2;3).
G3 = m3*g = 24*981 = 23544 Н.
Так же действуют реакции F21 F34 = - F43 и F30. F21 – реакция на звено 2 со стороны звена 1. F30 – реакция на звено 3 со стороны опоры 0. Разложим реакцию F21 и F30 на две составляющие: нормальную направленную по оси звена и тангенциальную направленную перпендикулярно оси звена.
Составим уравнение равновесия для звена 3 относительно точки B:
Составим уравнение равновесия для звена 2 относительно точки B:
Строим план сил. Масштабный коэффициент: . Замыкая силовой многоугольник получим .
Запишем уравнение равновесия для сил приложенных к звену 2:
Строим план сил для звена 2. Замыкая силовой многоугольник получаем реакцию .
4. Расчет входного звена
Проводим расчет входного звена. Учтем что на входное звено со стороны зубчатой передачи действует сила . Сила расположена под углом к общей касательной проведенной к начальным окружностям колес. Проведем расчет передачи.
Модуль колес m = 12 мм;
Число зубьев: za = 15; zb = 20;
Параметры исходного производящего контура:
Определим коэффициент смещения для исключения подрезания зубьев:
Принимаем рекомендуемое значение коэффициента смещения для силовых передач с числом зубьев от 10 до 30:
Тогда суммарный коэффициент смещения:
Найдем угол зацепления :
Межосевое расстояние:
Делительные диаметры:
Шаг зубьев по делительной окружности:
Диаметры начальных окружностей:
На начальное звено действуют силы:
) – сила действующая на звено 1 со стороны звена 2;
) – реакция на звено 1 со стороны стойки;
)уравновешивающая сила Fд.
)Момент сил инерции со стороны звена 1 направленный против углового ускорения и момент сил инерции со стороны маховика:
)Сила тяжести маховика:
Запишем сумму моментов сил относительно точки О:
Определим . Для этого запишем уравнение равновесия:
Строим план сил. Масштабный коэффициент: . Замыкая силовой треугольник получаем .
5. Проверка силового расчета (рычаг Жуковского)
Найдем силу Fд с помощью этого уравнения.
Строим план скоростей повернутый на 90º против часовой стрелки.повернутого плана скоростей
Момент сил инерции представим в виде пары сил:
Перенесем все силы в соответствующие точки на рычаге Жуковского.
Запишем уравнение равновесия:
Вычислим погрешность вычисления силы:
Синтез зубчатых механизмов
1. Выбор схемы редуктора
Учитывая передаточное отношение (i=1246) выбираем схему редуктора типа Б с двойным сателлитом и с внутренним и внешним зацеплением. Зададим условия синтеза:
)Кинематическое условие:
)Условие правильности зацепления:
(условия для предотвращения заклинивания передачи)
)Условие сборки (собираемости):
где k – число сателлитов Ц – целое число p = 0123
2. Определение чисел зубьев
Воспользуемся методом сомножителей. Число сателлитов примем равным 3.
Заменяем соотношение:
Для условия соосности запишем:
где – общий сомножитель (любое число).
Разложим отношение на сомножители:
Принимаем чтобы обеспечить минимальное возможное для прямозубого внешнего зацепления значение необходимое для отсутствия подреза зубьев.
)Кинематическое условие
Отклонение фактического передаточного отношения от требуемого:
Условие выполняется.
)Условие правильности зацепления: условие выполняется;
Максимальное возможное число сателлитов из условия соседства:
Оставляем ранее выбранное количество сателлитов.
Все условия выполняются.
Радиусы колес редуктора:
На втором листе изображаем схему редуктора.
3. Кинематический анализ графоаналитическим методом Смирного-Кутцбаха
Строим картину распределения скоростей звеньев планетарной передачи. Для этого проведем линию параллельно оси центров и спроектируем на нее все точки O O'1 a b. От точки a отложим отрезок aa’ который показывает вектор скорости точки А в масштабе
Соединим точки o и a’ и получим картину скоростей колеса 1 (к.1). У колес 2 2' известны скорость точки А и скорость точки B (ее скорость равна 0). Поэтому соединяя точки a' и b получим прямую 2 которая является картиной скоростей колес 2 2'.
У водила известны также скорости двух точек: точки совпадающей с центром O'1 колес 2 2' и точки совпадающей с осью O. Для получения картины скоростей водила h соединим точки O и O2.
Строим план угловых скоростей. Проводим прямую перпендикулярно линии центров отмечаем точку S на произвольном расстоянии. Проводим лучи параллельно прямым к.1 к.2 h до пересечения с прямой. Из точки S проводим перпендикуляр к прямой. Полученные отрезки пропорциональны угловым скоростям.
Определим масштаб картины угловых скоростей:
Проверим передаточное отношение по картине угловых скоростей:
Погрешность передаточного отношения:
Список использованной литературы
Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов.- 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Наука. Гл. ред. физ. –мат. лит. 1988. – 640 с.
Попов С. А. Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин: Учеб. пособие для втузовПод ред. К.В. Фролова. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 1998. – 351с.: ил.
Левитский Н. И. Теория механизмов и машин: Учеб. пособие для вузов. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит. 1990. – 592с.

Лист2.cdw

План скоростей для полож. 3
План ускорений для полож. 3
Кинематическая схема
планетарного редуктора
План сил группы (4;5)
План сил для звена 4
План сил группы (2;3)
План сил для звена 2
План входного звена
План сил входного звена
Картина угловых скоростей

Лист1.cdw

Планы возможных скоростей
Кинематическая диаграмма выходного звена
График приведенного момента сил сопротивления
График кинетической энергии
График приведенного момента инерции