Министерство образования РБ

БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра теоретической механики

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

По дисциплине теория механизмов и машин

Тема:

Проектирование и исследование механизмов инерционного конвейера

Выполнил: студент 3 курса

ф-та ТТЛП, группа ММД - 6

Ивасюта В.П.

Проверил: Ласовский Р.Н.

Минск 2003

Принцип действия инерционного конвейера

Инерционный конвейер предназначен для перемещения грузов в горизонтальном направлении. Транспортер 5 конвейера совершает возвратно-поступательное движение с помощью шарнирного четырехзвенника с кривошипом 1, шатуном 2 и коромыслом 3, к которому прикреплен поводок 4. Привод состоит из электродвигателя М1, планетарного зубчатого механизма ПР, зубчатой передачи Z11-Z12 (рис. 1). На оси кривошипа 1 установлен маховик МАХ, являющийся аккумулятором кинетической энергии и обеспечивающий заданный коэффициент неравномерности движения механизма. Изделия 9 поступает на транспортер 5 из накопителя, под управлением кулачкового механизма 7-8 и перемещается за счет сил сцепления при отсутствии относительного движения.

Рис 1. Инерционный конвейер

ВВЕДЕНИЕ

В данном разделе рассматриваются структурный анализ и структурный синтез рычажного механизма.

При анализе определяют число подвижных звеньев механизма, число и класс кинематических пар и число степеней свободы механизма.

В задачу синтеза входит проектирование по заданным условиям структурной схемы механизма. Следует отличать структурную схему механизма от кинематической. В структурной схеме указываются стойка, виды кинематических пар и их взаимное расположение в механизме. Размеры звеньев не учитываются. Составление структурной схемы механизма необходимо в первую очередь для проведения структурного анализа механизма. В кинематической схеме известны размеры, необходимые для кинематического анализа, силового расчета механизма и дальнейшей разработки его конструкции.

Также в данном разделе определяем число степеней свободы механизма. Числом степеней свободы механизма является число независимых параметров, однозначно определяющих положения всех звеньев механизма относительно стойки, например угловые и линейные координаты звеньев. Их называют обобщенными координатами механизма. Звено, которому приписывается одна или несколько обобщенных координат механизма, называют начальным. В механизме с одной степенью свободы – одно начальное звено, а за обобщенную принимают его угловую координату (если звено вращается) или линейную (если звено движется прямолинейно).

В данном курсовом проекте представлены расчеты по проектированию и синтезу пятизвенного рычажного механизма, в основе которого лежит кулисный. Принципиальная схема этого механизма представлена на рис. 2.

Рис. 2 Схема рычажного механизма

1. Исходные данные

Длина хода транспортёра ……………………….…Нр=0.25 м

Угол качения коромысла 3…………………...........β3= 650

Максимальное значение угла давления

между поводком 4 и ползуном 5 ………………… =100

Коэффициент изменения средней скорости

транспортера при вспомогательном ходе…….....…Кv=1.25

Средняя скорость транспортера 5

при рабочем ходе………………………………...….Vср=0.35 м/с

Относительная координата точки С

на коромысле 3……………………………………..λс = lCD/lED = 0.7

Относительная координата центра

масс S2 на шатуне 2…………………………….…..λS2 = lBS2/lBC = 0.35

Масса транспортера…………………………………..m5=550

Линейная плотность звеньев 2, 3 и 4………………...р=95 кг/м

Коэффициент трения между телами 5 и 6…….…… fтр=0.22

Допускаемый угол давления в

кулачковом механизме……………………………….V=250

Фазовый угол удаления…….……………………..… φу=900

Фазовый угол дальнего стояния……...…………..… φд=200

Фазовый угол сближения…….…………….……..… φв=500

Ход толкателя…….……………………..….…………h=0.05м

2. Структурный анализ рычажного механизма

При структурном анализе механизма определяется количество подвижных звеньев, количество и класс кинематических пар, число степеней подвижности W и класс механизма. В данном проекте при структурном анализе используется принцип образования и классификация механизмов по Ассуру-Артоболевскому.

Суть принципа: любой механизм может быть образован путем присоединения или наслоения к одному или нескольким первичным (начальным) механизмам кинематической цепи нулевой степени подвижности (группы Ассура).

Таблица кинематических пар

0-1	В	1
1-2	В	1
2-3	B	1
3-0	В	1
3-4	В	1
4-5	B	1
5-0	П	1

Степень подвижности рычажного механизма n=5; p5=7; p4=0:

W=3n-2p5-p4=3 5-2 7=1

Это означает, что движение данного механизма задается при помощи одной обобщенной координаты и что в данном механизме имеется только одно входное звено – кривошип. На схеме (см рис. 3) данное звено обозначено цифрой 1.

Далее произведено разбиение механизма на группы Ассура.

Рис. 3 Группы Ассура

Данный механизм второго класса, так как наивысший класс групп Ассура тоже второй. Кинематическая схема рычажного механизма будет иметь вид:

1(0-1) 2(2-3) 2(4-5).

3. Расчет основных размеров и параметров рычажного механизма

Рис 4 Структурная схема

Для удобства расчетов примем:

, ,

Рассмотрим ∆DE’E’’:

С’D=C’’D=DE’ ∙ 0.7=0,16285 м;

Рассмотрим ∆AC’C’’:

Рис.5 Структурная схема

Рассмотрим ∆TC’C’’:

Рассмотрим ∆DC’C’’:

Рассмотрим ∆ATD:

т.е.

Рассмотрим ∆ATC’’:

Рассмотрим ∆ATC’:

Следовательно:

Для удобства занесём все вычисленные длины в таблицу (см. Табл.1):

Табл. 1

АB (м)	BC (м)	ДЕ (м)	CD (м)	CE (м)
0.0745	0.27445	0.232645	0.16285	0.069795
BS2 (м)	S2C (м)	AD (м)	EP (м)	H
0.0961	0.17835	0.234156	0.10491	0.214428

4. Построение диаграммы приведенных моментов инерции

Пусть, ведущее звено обладает Iпр (момент инерции), относительно оси его вращения, который заменяет все моменты инерции звеньев и называется приведенным моментом инерции. Под которым понимают условный момент инерции, которым должно обладать звено приведения, относительно оси его вращения. Так, чтобы кинетическая энергия этого звена в каждом рассматриваемом положении механизма, была равна сумме кинетических энергий всех его звеньев. Из этого равенства определяем приведенный момент инерции ведущего звена:

(1)

В программе Mathematica 5 составляем систему уравнений (2) описывающих зависимость изменения координат центров тяжести звеньев механизма и углов φ2, φ3, в зависимости от изменения φ1 в пределах от 0 до 360 градусов (см. Рис. 6).

(2)

Рис. 6 Структурная схема.

Тело программы:

For[i=137,i<497 , i++ ,

{{p2,p3,p,xp0,ps2,ms2,pc,mc,p4,m4}={2,3,,xp,ys2,xs2,yc,xc,y4,x4}/.

FindRoot[

{lab Cos[1 i]+lbc Cos[2]==lad-lcd Cos[3],

lbc Sin[2]==lab Sin[1 i]+lcd Sin[3],

lde Sin[3]+lep Sin[]Н ,

ys2lab Sin[1 i]-lbs2 Sin[2],

xs2lab Cos[1 i]+lbs2 Cos[2],

yclab Sin[1 i]-lbc Sin[2],

xclab Cos[1 i]+lbc Cos[2],

y4lab Sin[1 i]-lbc Sin[2]-lce Sin[3],

x4lab Cos[1 i]+lbc Cos[2]-lce Cos[3],

xplab Cos[1 i]+lbc Cos[2]-lce Cos[3]-lep Cos[] },

{2,p2},{3,p3},{,p},{xp,xp0},{ys2,ps2},{xs2,ms2},

{yc,pc},{xc,mc},{y4,p4},{x4,m4}]

Полученные значения заносим в пакет Microsoft Excel XP. Все дальнейшие вычисления производятся в этом пакете.

Преобразуем формулу (1):

(3)

где:

Подсчитаем моменты инерции и массы:

I2=(m2Ч(L2)2)/12=0.16412 (кг ∙ м2);

I3=(m3Ч(L3)2)/12=0.39873 (кг ∙ м2);

I4=(m4Ч(L4)2)/12=0.0009 (кг ∙ м2);

m2=LbcЧρ2=26.07275 кг;

m3= LdeЧρ3 =22.1013 кг;

m4= LepЧρ4 =9.96645 кг;

m5=550 кг ( по условию );

Подставив полученные значения в формулу (3), строим график приведенных моментов инерции (рис 7):

Рис.7 Диаграмма изменения приведенного момента инерции (Iр).

5. Построение диаграммы приведенных моментов сил

Для построения диаграммы приведенных моментов сил вычислим все силы действующие на механизм. В нашем случае это силы тяжести звеньев и сила трения между звеньями 5 и 6.

Fтр=f ∙ N= 0.22 ∙ 5390=1185.8 Н;

G2=m2g= 255.513 H;

G3=m3g= 216.5925 H;

G4=m4g= 97.67121 H;

G5=m5g= 5390 H;

Формула для вычисления приведенных моментов сил имеет вид:

Полученный график примет вид (рис.8):

Рис.8 Диаграмма изменения приведенного момента сил (Мпр).

6. Построение диаграммы работы движущих сил и сил сопротивления.

Кривую работы сил сопротивления получаем путём интегрирования графика приведенного момента сил:

Рис. 9 Диаграмма работ сил тяжести и движущих сил механизма.

Кривую работы движущих сил получаем путем соединения прямой начальной и конечной точек кривой работы сил сопротивления.

7. Построение диаграммы изменения кинетической энергии

Для ее построения необходимо проделать следующую операцию: путем вычитания ординат графика работ сил сопротивления из соответствующих ординат графика движущих сил для каждого из положений входного звена механизма строится диаграмма суммарной (избыточной) работы, которая одновременно является графиком Т.

Рис. 10 Диаграмма изменения кинетической энергии механизма (∆Т).

8.Определение момента инерции маховика

Рассмотрим метод Мерцалова, так как его более удобно применять при вычислении на ЭВМ. Его суть состоит в следующем: необходимо построить график кинетической энергии ∆Т1(φ) звеньев с постоянным приведенным моментом инерции Iпр. ∆Т1 можно получить по формуле

где:; (4)

Т2—кинетическая энергия звеньев с переменным приведенным моментом инерции I’пр , определяемая по средней угловой скорости звена приведения ωср.

Подставляя полученные ранее значения ∆Т и Iпр в формулу (4) получаем диаграмму ∆Т1.

Рис. 11 Диаграмма изменения кинетической энергии (∆Т1).

По диаграмме определяем разность между наибольшим и наименьшим значениями ∆Т1. Она будет равна наибольшему перепаду кинетической энергии ∆Т1max.

2. Синтез кулачкового механизма:

Рис.12 Схема кулачкового механизма.

Законы движения:

при удалении (с равномерно убывающим ускорением)

при приближении (синусоидальный)

Фазовые углы, град. φу=90; φв=50; φд=20;

Ход толкателя, мм h=50

Допускаемый угол давления, град. υдоп=25

Определение характеристик законов движения:

1. Характеристики закона движения на фазе удаления

при 0<φ<=φy

Табл. 2

Уравнения	Экстремальное значение
	h	4.1
		4.2
		4.3

2. Характеристики закона движения на фазе приближения

при 0<φ<=φв

На фазе приближения перемещение Sв=h-S(φ), а S’в и S”в определяются по тем же формулам, но имеют обратные знаки.

Табл.3

Уравнения	Экстремальное значение
	h	4.4
		4.5
		4.6

По формулам (4.1)-(4.6) строим графики (см. рис 13-15):

Рис. 13 График зависимости S(φ).

Рис. 14 График зависимости S’(φ).

Рис. 15 График зависимости S”(φ).

3. Построение профиля кулачка

Находим минимальный радиус кулачка R0 для поступательно движущегося роликового толкателя:

(1)

где Si и S’i характеристики, полученные по формулам (4.1), (4.2), так как на фазе возвращения толкатель движется под действием пружины.

Значения R0i зависят от Si и S’i , то за искомое принимается наибольшее R0э, полученное из уравнения (1).

Для построения профиля кулачка в декартовой системе координат необходимо найти xi=Ricosα и yi= Risinα, где Ri и αi определяются соответственно по формулам (2) и (3):

Ri=R0+Si (2) αi=φi (3)

Для построения действительного профиля кулачка, необходимо от центрового профиля вычесть радиус ролика rр, полученный из соотношения rр<=(0,4-0.5)R0. rр= 24,25818

По полученным координатам стоим действительный профиль кулачка(Рис 16).

Рис. 16 Профиль кулачка.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате выполнения курсовой работы мы закрепили и обобщили знания и навыки, полученные при изучении дисциплины, научились применять на практике теорию курса.

Выполняя курсовой проект по теории машин и механизмов, овладел навыками использования общих методов проектирования и исследования механизмов. Также овладел методами определения кинематических параметров механизмов, научился творчески оценивать сконструированный механизм с точки зрения его назначения – обеспечивать необходимые параметры движения звена.

Список используемой литературы

1) «Курсовое проектирование по теории механизмов и машин», под общей редакцией Г.Н. Девойно Минск 1986г.

2) «Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин», С.А. Попов Москва 1986г.

3) «Mathematica 4 с пакетами расширений», В.П. Дьяконов Москва 2000г.