Механизм качающегося конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

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.



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

1.1 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

Звенья 2 и 3 образуют группу Ассура II класса третьего вида

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

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 µ_l

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:

V_A1= ?₁^.l_oA=7.64* 0.11=0,8 м/c²

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

µ_v = ==0,022

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

(1) V_B = V_A1 + V_BA1

V_B=V_C+V_BC

Для построения плана скоростей учитываем, что скорость V_С=0 вектор V_ВС перпендикулярно звену 2. Длины отрезков ВС и А₃В берем из плана механизма, а pa₃ из плана скоростей. Скорость V_C=(pc) µ_v.

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

(3) V_D=V_В+V_ВC

V_D=V_ст+V_Dст

где V_DC - скорость точки D, в относительном движении звена 4, направленная перпендикулярно звену DC;

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

V_с- 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 V_C, V_DC берем из таблицы 1, a L_BC и L_CD из технического задания.

Например ,для третьего положения механизма имеем:

?₃==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

?₄==1/с

Результат вычисления ?₃ и ?₄ 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
?3	1.19	0.61	0	1.38	3.09	3.59	1.54	0.5	1.64	1.90	2	1.69
?4	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:

?_А1=?₁²· l_OA

На точку А ведущего звена действует только нормальное ускорение т.к. ?₁=const ?_А1=7,64²·0.11=6,42 м/с²

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

µ_?= == =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:

?_А3=++

?_А3=++

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

?_D5=?_В++

?_D5=?_C0+?_Dст

Аналогичным образом строим план ускорений для 6 положения механизма.

Значения ускорений точек звеньев механизма сводим таблицу 3.

долбежный кривошипный кулисный станок

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

Ускор Полож	?А	?B		?D	??BA	??DB	?nDВ		?S4	?S3
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

?_i =;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)

Ускорение Положение	?1	?3	?4
6	6,8	0	3,7
12	3,1	0	1,02

2. Кинетостатическое (силовое)

Исследование механизма

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 F_пс и инерционные силы, включающие в себя силы инерции F_i и моменты М_i их пар (инерционные моменты). Эти силы определяются соотвестственно по следующим формулам:

F_g = m·g

F_i= -m·a

M_i = -J_s·e,

Где m - масса звена, кг

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

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

?- угловое ускорение звена, рад/с².

Знак минус означает , что F_i и M_i имеют направления, обратные ускорению ?_S и угловому ускорению ?.

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

Для удобства воспользуемся принятым при кинематическом анализе масштабным коэффициентом µ_i и µ_а = 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

lF_i5l=-m₅·?_D5=500·2,88=4905 H

lF_i4l=-m₄·?_S4=100·2.93=900 H

lM_i4l=-J_S4·?=405·1,02=0H·M

F_g5=m₅·g=500·9.81=4905 H

F_g4=m₄·g=100·9.81=981 H

F_пс =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 М_i4.

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, h_Fg4 и h_Fi4 берем из чертежа в миллиметрах:

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

R₄₃=(hв)·µ_F=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

F_g3=m₃·g=20·9.81=206.01 H

M_i4=-J_S3·?₃₌1·0=0 H

R₃₂, R₂₁

Равновесие звена 3

?Мв(R₄₃,M_и3,R₁₂)=0

R₁₂·A₃B·M_и3+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 µ_F=10 H/мм

Расчет ведущего звена

R₂₁=-R₁₂

?M₀(R₂₁F_y)=0

Fg·OA-R₂₁·h₁=0

Fy+R₂₁+R₀₃ =0

F_y=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 F_у прикладывается к точке ?₁ план скоростей перпендикулярно полюс p?₁ Cоставляется уравнение момента всех сил относительно полюса P плана , беря плечи сил по чертежу в миллиметрах.

а) Рабочий ход - третье положение механизма

?M_p(F_i)=0

(F _i5+F_g5-F_рез)·pd+F_g4·h_g4-M_i4-M_i3-F_y·p?₁=0

==776.253

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

?=, или 1.36%



3. Расчет и построение картины эвольвентного зацепления

Построение картины эвольвентного зацепления проводим для колес внешнего зацепления z₁ = 16 и z_{2 =} 48 при коэффициенте высоты головки зуба h_a = 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 invw= ?? = 20°

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

Межосевое расстояние передачи аw определяется:

?w = ·=160 мм

Определяем радиусы начальных окружностей:

г_w1 = = =40 мм

г_w2 = = = 120 мм



Определяем радиусы делительных окружностей:

г₁ = ==40мм

г₂ = ==120 мм

Определяем радиусы основных окружностей:

Г_b1= г_{1 ·}cos??= 40·0,94=37.6;мм

Г_b2 = г_2·cos?? = 120 ·0,94 = 112,8 мм

Определяем радиусы окружностей вершин:

Г_а1 = г₁+(h_a + c -x₁)·m = 40 - (1)·5=45мм

Г_а2 = г₂ +(h_a+ c - x₂)·m = 120 - (1)·5= 125 мм

Определяем радиусы окружностей впадин:

Г_F1 = г₁ - (h_a + c - x₁)·m = 40 - (1+0,25)·5 =33.75 мм

Г_F2 = г₂ - (h_a + c - x₂)·m = 120 - (1+ 0,25)·5 = 113.75 мм

Определяем шаг по длительной окружности:

Р = ?·m = 3,14 5= 15.7 мм

Определяем толщины зубьев по длительной окружности:

S₁ = 0,5 ·P + 2· x_{1 ·}·m· tga = 0,5 ·15.7 = 7.85мм

S₂ = 0,5 ·P + 2· x_{2 ·}·m· tga =7.85 мм

Определяем угловой шаг:

= = = 22.5°

= = 7.5°

Определяем углы профилей зубьев по окружности вершин:

=arccos=arccos0.78333inv=arccos=arcos 0.88918

44= inv=0.127

Определяем толщину зуба по окружности вершин:

S_?1= мм

S_?2=

Допустимая толщина зуба по вершине S_a должна быть S_a?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 =;

?₂₁ =;

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

р_1,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;

?₂₁ ==0.67;

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

₁₂ ==1.72;

?₂₁ ==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.

3. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин.- М.: Высшая школа.-297с;

4. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению.- Л.: Машиностроение, Ленингр. отд. - ние, 1982.

5. Чекмарев А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. - 2-е изд., перераб.- М.: Высшая школа,2001.

6. ГОСТ 16531-83 (СТ. СЭВ 3294 -81). Передачи зубчатые цилиндрические. Термины, определения и обозначения.

7. ГОСТ 2.105-95. Единая система конструкторской документации, текстовые документы.

Размещено на Allbest.ru