Механизмы качающегося конвейера

ФГБОУ ВПО «Бурятская государственная сельскохозяйственная  академия

им. В.Р. Филиппова»

 

 

 

Кафедра «Общеинженерные дисциплины»

 

 

 

 

 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ

 ЗАПИСКА

 

 

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

ПО ТЕОРИИ МЕХАНИЗМОВ И МАШИН

 

 

Тема: «Механизмы качающегося конвейера »

 

Задание-15                                                                                  Вариант-2

 

 

 

 

 

                                                                      Руководитель; к.т.н.,доцент Ешеев С.Б.                                                                                                                                                                                                                                   

                                                                          Студент:Содномов Ц.Б.                

                                                                           Группа:4302                                                                                                                                                                                                                                     

                                                 Учебный шифр;041100087

 

 

 

 

                                                                                                                                         

 

Улан-Удэ

2013 г.

ФГБОУ ВПО «Бурятская государственная сельскохозяйственная  академия

им. В.Р. Филиппова»

Кафедра «Общеинженерные дисциплины»

 

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

На курсовой проект по                    ТММ

Исполнитель студент Содномов Ц.Б. гр 4302 курс 3

Тема: Механизмы качающегося конвейера

Задание №15                                                                                        Вариант №2

                                                                                                Исходные данные                                

=0.11 м =0.42м =0.35 м

=1.40 м х=0.32 м у=0.05 м

                                                                                                          nдв=1460 об/мин  n1=nк=73

                                                                                               m2=18кг m3=20кг m4=100кг

                                                                                            m5=500кг mм=900кг

 

 

 

  m1=5 мм

za=16 zb=48 m=9 мм L=100м

*max=24°  

Vдоп=45  J=0.02 кг м

Схема механизма

 

Графическая часть: Кинематическое исследование (лист1).

Кинетостатическое  исследование(лист2,формат А2).Зубчатое зацепление(лист3).

Дата выдачи задания________________ Срок сдачи проекта________________

Консультант________________________________________________________                      

Реферат

    Проект на  26 стр.расчетно-пояснительной записки ,таблица 6, количество использованных источников 7. Графическая часть проекта выполнена на 3-х листах формата  А2.        

    Механизм, кривошип ,кулиса ,шатун ,ползун ,кулачок ,ролик ,зубчатое колесо ,сателлит ,водило ,частота вращения ,скорость ,ускорение ,угловая скорость , угловое ускорение , аналог скорости ,аналог ускорения ,сил ,план .

    В проекте выполнено структурное исследование механизма долбежного станка. Определены кинематические характеристики кривошипно-кулисного механизма , планетарной передачи ,кулачкового механизма .Найдены силы реакции ,действующие в кинематических парах . Спроектированы зубчатая передача и кулачковый механизм.   
Содержание

Введение…………………………………………………………………………….5

1.  Структурное  и кинематическое исследование  механизма

1.1.   Структурное исследование механизма…………………………………….6

1.2.1. Построение плана  механизма (двенадцати положений) …………………7

1.2.2. Построение плана  скоростей (для всех 12-и положений  механизма)……8

1.2.3. Расчет угловых скоростей  звеньев механизма (для 12-и положений)……9.

1.2.4. Построение плана  ускорений (для 2-х положений механизма: одно для рабочего хода, другое - холостого хода)……………………………………….….10

1.2.5. Угловые ускорения  звеньев (для 2-х положений)…………………………12

2. Кинетостатическое (силовое) исследование механизма

2.1   Определение действующих  сил………………………………………………13

2.2  Определение реакций в кинематических парах механизма…….……..……14

2.3 Определение уравновешивающей силы по методу Н.Е.Жуковского……….16

3. Расчет и построение картины эвольвентного зацепления

3.1.   Расчет и построение картины эвольвентного  зацепления………………..17

3.2.   Расчет качественных показателей зацепления……………………………..19

Вывод………………………………………………………………………………..21

Список использованной литературы…………………………………...........…22

Формат чертежей А2 
Введение

Механизм качающегося конвейера находит применение в машиностроении .Он используется в комбайнах.

По заданны техническим условия в курсовом проекте выполнен структурный,кинематический и динамический анализ мехизм долбежного станка ,зубчатого эвольветного зацепления. 
1.Структурное и кинематическое

                             исследование механизма

Структурное и кинематическое исследования  механизма проводятся для установления особенностей строения механизма и исследование его кинематических свойств

      1. Структурное исследование механизма

Число степеней подвижности плоского механизма определяем по формуле   П.Л. Чебышева

                                 W=3n-2p5-p4,

где n- число подвижных звеньев;

       p5- число кинематических пар пятого класса

       p4- число кинематических пар четвертого класса

                                 W=3.5-2·7-0=1

Таким образом, исследуемый механизм обладает одной степенью свободы, следовательно, имеет одно ведущее звено.

Механизм долбежного станка состоит из следующих групп Ассура.

Звенья 4 и 5 образуют группу Ассура II класса второго вида

                B                                   


                               '          D,S         


                      

                  

Звенья 2 и 3 образуют группу Ассура II класса третьего вида

 

 

 

 

Звенья 0- стойка и 1- ведущее звено представляет собой механизм I класса.


                                    1


ω1

 О1


Формула строения механизма  имеет вид

                          I (0,1) →  II (2,3) → II (4,5)

 Из формулы строения  видно, что механизм долбежного  станка относится к механизмам  второго класса.

1.2 Кинетическое  исследование механизма

1.2.1.  Построение  плана механизма

Приняв на чертеже отрезок, изображающий длину кривошипа ОА равным 26 мм, находим величину масштабного коэффициента µl

µ= ==0,01

Определяем длины отрезков в выбранном масштабе, изображающих соответствующие звенья механизма на его схеме

АВ= ==42

ВС= ==35

ВД= ==140

Х1= ==32

У= ==5

 

По вычисленным размерам отрезков вычеркиваем на листе 1 план механизма. Разделив траекторию, описываемую точкой А ведущего звена на 12 равных частей, построим 12 положений механизма. За первое положение ползуна 5. 
1.2.2. Построение плана скоростей

Построение плана скоростей осуществляем последовательно согласно формуле строения механизма.

Скорость точки А ведущего звена равна:

                        VA1= ω1.loA=7.64* 0.11=0,8 м/c2

Определяем масштабный коэффициент плана скоростей. Для этого примем длину отрезка, изображающего вектор скорости VAI равным 36 мм:

                 µv = ==0,022

Переходим к построению плана скоростей. Для этого напишем систему векторных уравнений и определим VВ:

    (1)              VB = VA1 + VBA1

                                       VB=VC+VBC                                                                                                       

Для построения плана скоростей учитываем, что скорость VС=0 вектор VВС  перпендикулярно звену 2.

Длины отрезков ВС и А3В берем из плана механизма, а pa3 из плана скоростей. Скорость VC=(pc) µv.

Скорость точки D, принадлежащей к структурной группе 4-5 определяем по векторным уравнениям:

    (3)             VD=VВ+VВC

                                            VD=Vст+VDст                                                                                         

где VDC – скорость точки D, в относительном движении звена 4, направленная перпендикулярно звену DC;

VDB- скорость точки D пятого звена относительно стойки (направляющей);

Vс- скорость стойки, равная нулю.

По векторным уравнениям (1) и (3) и пропорции (2) строим планы скоростей для всех 12 положений.

Численные значения абсолютных и относительных скоростей для 12 положений механизма, вычисленных как произведение соответствующих отрезков плана скорости на масштабный коэффициент, сводим в таблицу 1.

1.2.3. Расчет угловых  скоростей звеньев

Расчет угловых скоростей звеньев 3 и 4 проводим по формулам:

Значения VC, VDC берем из таблицы 1, a LBC и LCD  из технического задания. 

     Например ,для третьего положения механизма имеем:

                         ω3= =1/c

     Таблица 1-Абсолютные и относительные скорости точек

                     Звеньев механизма (м/с)

           Скор

Пол

VA1

VB

VD

VBD

VAB

VS2

VS3

VS4

1

0.8

0.85

0.70

0.35

0.5

0.78

0.42

0.76

2

0.8

0.90

0.81

0.22

0.26

0.83

0.45

0.76

3

0.8

0.79

0.8

0

0

0.8

0.39

0.8

4

0.8

0.24

0.25

0.01

0.58

0.83

0.12

0.24

5

0.8

0.71

0.71

0

1.30

0.37

0.35

0.71

6

0.8

1.49

1.35

0.36

1.51

0.92

0.74

1.41

7

0.8

1.21

0.88

0.63

0.65

0.96

0.60

1.01

8

0.8

0.62

0.07

0.41

0.21

0.70

0.31

0.47

9

0.8

0.14

0.11

0.10

0.69

0.44

0.07

0.10

10

0.8

0.21

0.30

0.15

0.8

0.49

0.10

0.15

11

0.8

0.49

0.50

0.33

0.84

0.50

0.24

0.37

12

0.8

0.72

1.2

0.41

0.72

0.66

0.36

0.58


                                                     ω4= =1/с

Результат вычисления ω3 и ω4 для всех остальных положении механизма сводим в таблицу 2. 

Таблица 2-Угловые скорости звеньев механизма (рад/с)

 

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

ω3

1.19

0.61

0

1.38

3.09

3.59

1.54

0.5

1.64

1.90

2

1.69

ω4

2.5

1.57

0

0.07

0

2.57

4.5

2.92

0.71

1.07

2.35

2.92


1.2.4.Построение  плана ускорений

    Вычисление ускорений  звеньев механизма начинаем от  ведущего звена1.Учитывая,что угловая скорость ведущего звена является величиной постоянной ,определяем ускорение точки А1 принадлежащей ведущему  звену ,по следующей формуле:

                              αА1=ω12· lOA

На точку А ведущего звена действует только нормальное ускорение т.к. ω1=const

                                αА1=7,642·0.11=6,42 м/с2

    Для построения  плана ускорений вычисляем масштабный  коэффициент µα. Для этого выберем отрезок p'α  длиной 41 мм изображающий в плане ускорение точки А1

                               µα= == =0,15            

    Построение плана  ускорений проводим согласно  заданию для двух     положений. Для этого выберем третье положение  механизма ,соответствующее рабочему ходу и десятое положение -холостому ходу.

   Нормальное ускорение  точки А1 направлено вдоль звена ОА к оси вращения. Откладываем  его на плане для третьего положения в виде вектора  принятой нами длиной 41мм

   Согласно формуле  строения механизма переходим  к определению ускорения групп  Ассура второго класса третьего вида состоящую из звеньев 2и3.

 

Для этого напишем векторные уравнения:

                       αА3= + +

                       αА3= + +

       Нормальное  ускорение 

                             ===1,23

Вычисляем длину отрезка ,изображающего ускорение на плане ускорений

                     ===8.2мм  

    Нормальное ускорение 

                             ===1.48

Вычисляем длину отрезка ,изображающего ускорение на плане ускорений

                     ===9.86мм

                                αD5=αВ+ +

                              αD5=αC0+αDст

   Аналогичным образом  строим план ускорений для 6 положения механизма.

Значения ускорений точек звеньев механизма сводим таблицу 3.

Таблица 3 Абсолютные и относительные ускорения точек звеньев механизма (м/с2)

      Ускор

Полож           

αА

αB

  

αD

ατBA

ατDB

αnDВ

  

αS4

αS3

      6

6.42

6.15

3

3.14

3.75

4.05

4.95

5.85

4.35

3.15

       12

6.42

2.85

1,23

2,88

3.15

0.39

2.7

4.2

2.93

1.43





 

 

 

1.2.5. Угловые ускорение звеньев

Значение угловых ускорений i-го звена определяем по формуле

                                                    εi = ;1/c2

Для определения направления углового ускорения звена мысленно перенесем вектор тангенциального ускорения из плана ускорений в соответствующую точку звена механизма и рассмотрим его направление в относительном движении. Направление углового ускорения звена соответствует направлению тангенциального ускорения точки. Результаты вычислений сводим в таблицу 4

   Таблица 4 – Угловые  ускорения звеньев механизма (1/с2)

 

 

2.Кинетостатическое (силовое)

Исследование механизма

           Ускорение

Положение

ε1

ε3

ε4

6

6,8

0

3,7

12

3,1

0

1,02



Силовое исследование проводится для определения сил реакции в кинематических парах и усилий, действующих на отдельные звенья. Оно необходимо для последующего расчета звеньев и элементов кинематических пар на прочность и определения коэффициента полезного действия машины.

Силовой расчет проводится согласно формуле строения механизма, начиная с самой отдаленной от ведущего звена группы Ассура, и завершается расчетом ведущего звена. Расчет проводим для третьего положения механизма – рабочего хода

 

2.1. Определение действующих сил

На звенья кривошипно-ползунного механизма поперечно – строгального станка действуют  силы тяжести Fпс и инерционные силы, включающие в себя силы инерции Fi и моменты Мi их пар (инерционные моменты). Эти силы определяются соотвестственно по следующим формулам:

                   Fg = m·g

                   Fi= -m·a

                   Mi = -Js·e,

Где m – масса звена, кг

Js- момент инерции звена относительно оси, проходящей через центр масс и направленной перпендикулярно к плоскости движения, кг·м2;

аs- ускорение точки S- центра масс звена, м/с2;

ε- угловое ускорение звена, рад/с2.

Знак минус означает , что Fi и Mi имеют направления, обратные ускорению αS и угловому ускорению ε.

На листе 3 построим схему механизма для выбранного положения механизма и соответствующий ему план ускорения.

Для удобства воспользуемся принятым при кинематическом анализе масштабным коэффициентом µi и µа = 0,5 .

На схему механизма нанесем все действующие силы и моменты.

2.2.  Определение реакций в кинематических парах механизма

а) Рабочий ход – третье положение механизма

Определение реакций начинаем с отдаленной от ведущего звена группы Ассура, т.е. группы звеньев 4 и 5. Выделяем эту группу и вычеркиваем ее в масштабе. Наносим все действующие силы, предварительно отыскав точку приложения

результирующей силы инерции, представив инерционный момент в виде произведения силы инерции звена на плечо h.

Вычисляем силы инерции

lFi5l=-m5·αD5=500·2,88=4905 H

lFi4l=-m4·αS4=100·2.93=900 H

lMi4l=-JS4·ε=405·1,02=0H·M

Fg5=m5·g=500·9.81=4905 H

Fg4=m4·g=100·9.81=981 H

Fпс =1200 (задано по условию)

  Величина h4 чертеже будет равна 37 мм.

Полученное плечо отложим перпендикулярно силе инерции так, чтобы пара сил была равна по величине и знаку инерционному моменту Мi4.

Силу реакции звена 3 на звено 4 разложим на две составляющие – нормальную и касательную , направив их соответственно вдоль звена 3 и перпендикулярно к нему.

Реакция в поступательной паре R05 направлена (без учета сил трения) перпендикулярно к направлению относительного движения.

Для определения величины напишем уравнение моментов всех сил, приложенных к звену 4 относительно шарнира (точки) D.

                         = 0

               -

Плечи сил СD, hFg4  и hFi4 берем из чертежа в миллиметрах:

                         

Величину нормальной составляющей и реакции R05 находим с помощью плана сил, которой строится на основании векторного уравнения:

R43=(hв)·µF=120·10=1200 H

    

-определяем с помощью (много угольника сила)

Структурная группа 2-3

Действие 4-го звена на 3-и звено заменяем реакцией R43

R43=-R34=-1210 Н

Fg3=m3·g=20·9.81=206.01 H

Mi4=-JS3·ε3=1·0=0 H

R32, R21

 Равновесие звена 3

∑Мв(R43,Mи3,R12)=0

R12·A3B·Mи3+R43·h4=0

===797.72 H

-это реакцию найдем с помощью положение сил и для структурной группы 2-3

  Для построения плана сил принимаем масштабный коэффициент µF=10 H/мм

Расчет ведущего звена

R21=-R12

∑M0(R21Fy)=0

Fg·OA-R21·h1=0

Fy+R21+R03 =0

Fy=R21=797.72=767.03 H

2.3 Определение уравновешивающей силы по методу Н.Е.Жуковского

Для определения уравновешивающей силы по методу проф .Жуковского ,необходимо построить повернутый на 90° план скоростей , на одноименные точки которого прикладывают все действующие на звенья силы ,сохранив их направление. Уравновешивающая сила Fу прикладывается к точке α1 план скоростей перпендикулярно полюс pα1 Cоставляется уравнение момента всех сил относительно полюса P плана , беря плечи сил по чертежу в миллиметрах.

а) Рабочий ход – третье положение механизма

∑Mp(Fi)=0

(F i5+Fg5-Fрез)·pd+Fg4·hg4-Mi4-Mi3-Fy·pα1=0

=

=776.253

Величина уравновешивающей силы ,полученная  при Кинетостатическом расчете ,равна 767.03Н.Расхождение полученных результатов на 1.46%     указывает на достаточную точность расчета.

                          Δ=, или 1.36%

3.  Расчет и построение картины эвольвентного зацепления

      Построение  картины эвольвентного зацепления проводим для колес внешнего зацепления z1 = 16  и z2 = 48 при коэффициенте высоты головки зуба ha = 1 и коэффициенте радикального зазора с = 0,25. Угол профиля исходного контура *= 20°. Для улучшения качественных показателей зацепления воспользуемся системой коррекции проф. В.Н. Кудрявцева.

Подсчитаем передаточное отношение по формуле:

*=

=3

Из таблицы В.Н. Кудрявцева получим значения коэффициентов относительных смещений х1 = 0; х2 = 0 и коэффициента  уравнительного смещения ∆у = 0.

        Определяем  инволюту угла зацепления   inv w= * = 20°

где inv* – (инволюта угла *) эвольвентная функция 20°, определяемая по таблице (inv20° = 0,0149)

Межосевое расстояние передачи аw определяется:

         αw = · =160 мм

Определяем радиусы начальных окружностей:

         гw1 = = =40 мм

         гw2 = = = 120 мм

Определяем радиусы делительных окружностей:

         г1 = = =40мм

         г2 = = =120 мм

Определяем радиусы основных окружностей:

          Гb1= г1 ·cos*= 40·0,94=37.6;мм

          Гb2 = г2·cos* = 120 ·0,94 = 112,8 мм

Определяем радиусы окружностей вершин:

         Га1 = г1+(ha + c –x1)·m = 40 – (1)·5=45мм

         Га2 = г2 +(ha+ c – x2)·m = 120 – (1)·5= 125 мм

Определяем радиусы окружностей впадин:

ГF1 = г1 – (ha + c – x1)·m =  40 – (1+0,25)·5 =33.75 мм

ГF2 = г2 – (ha + c – x2)·m = 120 – (1+ 0,25)·5 = 113.75 мм

Определяем шаг по длительной окружности:

               Р = π·m = 3,14 5= 15.7 мм

Определяем толщины зубьев по длительной окружности:

          S1 = 0,5 ·P + 2· x1 ··m· tga = 0,5 ·15.7 = 7.85мм

          S2 = 0,5 ·P + 2· x2 ··m· tga =7.85 мм

Определяем угловой шаг:

           = = = 22.5°

          = = 7.5°

Определяем углы профилей зубьев по окружности вершин:

=arccos=arccos0.78333                                                                                                         inv

=arccos=arcos 0.88918

 44=                                              inv=0.127

Определяем толщину зуба по окружности вершин:

Sα1= мм

Sα2=

       Допустимая толщина зуба по вершине Sa должна быть Sa≥0,3 m.

Полученные результаты удовлетворяют этому условию.

Определяем коэффициент перекрытия зубчатой пары по формуле:

==1.36

Для количественной оценки износа зубчатых колес рассматривают их удельное скольжение. Оно определяется по формуле:

12 =;

ℷ21 =;

где: рсi – расстояние от полюса зацепления р до i- той точки касания зубьев по линии зацепления;

р1,р2 – расстояние от крайних точек теоретической линии зацепления до точек касания зубьев (радиусы эвольвент зубьев в точках касания)

проведем расчет удельного скольжения для произвольной точки касания С.

12 == 0.49;

ℷ21 ==0.67;

для текущей точки С, совпадающей с точкой а, практической линии зацепления

12 ==1.72;

ℷ21 ==0.77;

Аналогично удельное скольжение подсчитывается по всей длине зацепления в еще нескольких точках. По этим данным на 3 листе строится диаграмма удельных скольжений. 
Выводы

      Выполнив  проект согласно техническому  заданию, установили, что небольшие скорости ползун имеет в 10 ,11 и 12 положениях механизма, которые соответствуют его холостому ходу. Максимально ускорение, равное 6.42м/с2, сообщается ползуну также в 12-м положение механизма.

      Сравнение  результатов кинематического анализа, полученных методами планов и  кинематических диаграмм, дает разницу не более  1.46 %.

      Уравновешивающая  сила на ведущем звене механизма  при его рабочем ходе (третье  положение) получилась равной 765.88 H. 

Список использованной литературы

    1. Теория механизмов и машин: задания и методические указанич для выполнения курсового проекта / С.Б. Ешеев, О.Г. Зимина. –Улан-Удэ:Изд-во БГСХА им Филиппова.2008.-140 с.
    2. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. - М.:

Высшая школа, 2001.- 496 с.

    1. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин.- М.: Высшая школа.-297с;
    2. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению.- Л.: Машиностроение, Ленингр. отд. – ние, 1982.
    3. Чекмарев А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. – 2-е изд., перераб.- М.: Высшая школа,2001.
    4. ГОСТ 16531–83 (СТ. СЭВ 3294 -81). Передачи зубчатые цилиндрические. Термины, определения и обозначения.
    5. ГОСТ 2.105-95. Единая система конструкторской документации, текстовые документы.

Механизмы качающегося конвейера 📙 Курсовая → 🆔 130394

Механизмы качающегося конвейера 📙 Курсовая → 🆔 130394

Механизмы качающегося конвейера