5060

Расчет параметров механизма шнека-смесителя

Курсовая

Производство и промышленные технологии

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА Тяговая сила цепи F4 = 2,2 кН Скорость перемещения смеси V4 = 1,5 м/сек Наружный диаметр шнека D=500 мм Срок службы привода – 6 лет Рисунок 1 – расчетная схема привода к шнеку-смесителю Общий КПД привода...

Русский

2012-12-02

449.5 KB

244 чел.

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Тяговая сила цепи F4 = 2,2 кН

Скорость перемещения смеси V4 = 1,5 м/сек

Наружный диаметр шнека D=500 мм

Срок службы привода – 6 лет

Рисунок 1 – расчетная схема привода к шнеку-смесителю

Общий КПД привода:

                                               ,                                                     (1.1)

где: - КПД соединительной муфты;                                                       

- КПД червячного редуктора;

- КПД открытой цилиндрической зубчатой передачи ;

- КПД подшипников качения.

принимаем

Определяем мощность  IV    вала привода, квт:


                                               
N= F   V                                                 (1.2)

N=

Определение частоты вращения IV вала привода, об/мин:

  n=                                                    (1.3)

n=

Определение мощности на I валу привода:

N=                                                                     (1.4)                             

N= = 5,4  (кВт)

Зададимся передаточными отношениями передач привода[1]:

U= 16

U= 4

Определяем передаточное отношение привода:

                                                                                                                   

                                                                                     (1.5)

Определяем частоту вращения I вала привода:

n= n  U                                                 (1.6)

n= 5764 = 3648 (об/мин)

Выбираем электродвигатель [1]:

Закрытый обдуваемый  с повышенным пусковым моментом - двигатель 4АМ100L2Y3

n= 3000 об/ми

N= 5,5 кВт

Уточняем передаточное отклонение открытой передачи:

                                                                                                                         

                                                          (1.7)

1.2 Определение скоростей вращения и крутящих моментов валов привода

Определяем частоту вращения всех валов привода:

n= n= 3000 об/мин                                                  (1.8)

n= n= 3000 об/мин                                                  (1.9)

n=                                                                      (1.10)

n= = 187,5 об/мин

n=                                                                    (1.11)

n= = 58,59 об/мин

Определяем крутящие моменты всех валов привода:

T =                                                               (1.12)

T =                                                 (1.13)

T = = 17,51 (Нм)

T= T                                                              (1.14)

T= 17,51 3,2  0,8 = 44,82 (Нм)

T= T  U                                                 (1.15)

T= 44,82  16  0,8  0,99 =568 (Нм)

                                                        T= T U                                                          (1.16)

T= 568  0,98  0,99 =551,07 (Нм)

 

 

2 РАСЧЁТ РЕДУКТОРА

 

2.1 Выбор материалов червячного колеса и определение допускаемых            напряжений

Для выбора материалов колёс редуктора необходимо учитывать условие его работы, режим работы и длительность технологического процесса, так как мощность выбранного электродвигателя 5,5 кВт, срок службы привода 6 лет и режим работы средний выбираем следующие материалы червячного колеса и червяка.

Червяк изготавливается из стали 45 с твёрдостью Н>45 HRC.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения. Скорость скольжения   м/с  ,определяется по эмпирической формуле:                                                                                                                  

Скорость скольжения:

                   ,                                            (2.1)

где:

       Uзп- передаточное число редуктора,

       Т2- вращающий момент на быстроходном валу

Т2= T=568 (Нм)

        ώ2- угловая скорость тихоходного вала:

,                                                            (2.2)

(1/c),

(м/с),

                                                             

     При такой скорости скольжения венец червячного колеса изготовляем из оловянистой бронзы ОФ 10-1, способ отливки – в кокиль.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса :

(Мпа),

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса :

(Мпа)

2. 2 Расчет геометрических параметров червячной передачи

Определение межосевого расстояния:

                                                 (2.3)

(мм)

По ГОСТ 6636-69 принимаем                               

Определение числа витков червяка Z1,который зависит от передаточного числа редуктора

Uзп=16

Z1=2

Определение числа зубьев червячного колеса Z2:

Z2=Z1·Uзп                                                       (2.4)

Z2=2·16=32

Определение модуля зацепления m:

                                                (2.5)

(мм)

Определение коэффициента диаметра червяка:

                                               q=0,25·Z2                                                         (2.6)

q=0,25·32=7,39

По стандарту принимаем q=8.

Определение коэффициента смещения инструмента x:

 x=(a                                     (2.7)

x=(80/4)-0.5(8+32)=0

Определяем фактическое значение передаточного числа  и проверить его отклонение  от заданного U :

                                                                                        (2.8)

=32/2=16

                                    (2.9)   

=0  4%

Определяем фактическое значение межосевого расстояния   ,мм:

                                                                                                                            

0,5m(q++2x)                                         (2.10)

0,5·4(8+32+2·0)=80

Определяем основные геометрические размеры передачи, мм:

а) основные размеры червяка:

    -делительный диаметр:        

                                                                   

                                                                 (2.11)                                                                                  

   -начальный диаметр:

  

                                                          (2.12)  

                                                                                                   

   -диаметр вершин витков:        

                     

                                                               (2.13)

   -диаметр впадин витков:                                                                            

                     

                                  (2.14)

  -делительный угол подъема линии витков:

                                          

                                                                            (2.15)

                                

  -длина нарезаемой части червяка:

                                         (2.16)

x- коэффициент смещения ,  С=0

б) основные размеры венца червячного колеса:

  -делительный диаметр:                     

                                                         

                                                                     (2.17)                                                        

 -диаметр вершин зубьев:  

                                                                                                  (2.18)

-наибольший диаметр колеса

                          (2.19)                                      

-диаметр впадин зубьев         

                                                                         (2.20)

-ширина венца

                                                                   (2.21)

      

-радиусы закруглений зубьев

                                                                            (2.22)

                                                       (2.23)

Условный угол обхвата червяка венцом колеса :

                                                                 (2.24)

2.3 Прочностной (проверочный ) расчёт передачи

Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи:

                                                       (2.25)

  где:    

      -делительный угол подъема линии витков червяка

      -угол трения

                                               (2.26)

Проверка зубчатых колес редуктора по контактным напряжениям:

                                                (2.27)

где:           

      -окружная сила на колесе:

                                                                   (2.28)

     -коэффициент нагрузки, зависит от:

                                            (2.29)

-допуск контактного напряжения зубьев колеса

Условие прочности на изгиб выполняется.

Проверить напряжение изгиба зубьев колеса

                                      (2.30)

где:

        -коэффициент формы зуба колеса

                                                             (2.31)

Условие прочности на изгиб выполняется.

  1.  Силовой расчет передачи

                                            (2.32)

3. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

3.1 Предварительный (проектный) расчет и конструирование

валов редуктора

Тихоходный вал

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту[1]:

                                                 (3.1)

где:

      М - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Нм:

 (мм)

dпримем равным 58 мм по нормальному ряду

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

                                                        (3.2)

 (мм)

dпримем равным 65 мм по нормальному ряду

3-я под шестерню, колесо:

                                                      (3.3)

(мм)

примем равным 80 мм по нормальному ряду

4-я под подшипник:

(мм)

Рисунок 3- Конструкция тихоходного вала.

Быстроходный вал

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту[1]:

                                              (3.4)

где:

     М - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Нм:

 (мм)

dпримем равным 30 мм по нормальному ряду

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

                                                         (3.5)

 (мм)

dпримем равным 35 мм по нормальному ряду

3-я под шестерню, колесо:

                                            (3.6)

(мм)

примем равным 45 мм по нормальному ряду

4-я под подшипник:

(мм)

Рисунок 4- Конструкция быстроходного вала.

3.2 Конструирование зубчатых колес

Обод:

-Диаметр наибольший

-Диаметр внутренний

                                             (3.7)

Толщина

                                                        (3.8)

(3.9)

                                               (3.10)

                                                  (3.11)

Ширина                                

Ступица:

-диаметр внутренний:

d= 1,55d                                                      (3.12)

d= 1,5545 = 70

Толщина:

= 0,3d                                                       (3.13)

= 0,326 = 13,5

Длина:

l = 1,25 d                                                       (3.14)

l = 1,2526 = 58

Диск:

Толщина:

С = 0,5 (S + )0,25b                                 (3.15)

C = 0,5 (20 + 13,5)0,2526

C = 16,756,5

;    - радиус закругления и уклон

Отверстия

3.3 Подбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипников для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора:

Тип подшипника – шариковый радиально – упорный однорядный

Серия – легкая(средняя)

Схема установки подшипника – враспор

Для тихоходного вала:

d  = 65 мм

D = 120 мм

B = 23 мм

C = 54,4

C = 46,8

Подшипник 46213 ГОСТ 831-75

Для быстроходного вала:

d = 35 мм

D = 72 мм

B = 17 мм

C= 22,7

C = 16,6

Подшипник 46207 ГОСТ 831-75

              4 РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем диаметр ведущёго шкива , мм.

Из условия долговечности для проэктируемых  кордшнуровых ремней:

                                                                  (4.1)

где:

, мм – толщина ремня

              

              Определяем диаметр ведомого шкива , мм:

                                           

                                                        (4.2)

где:

u – передаточное число открытой передачи

- коэффициент скольжения

Определяем фактическое передаточное число  и проверяем его отклонение от заданного u:

                                                         (4.3)

                                           (4.4)

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

                                                   (4.5)

Определяем расчётную длину ремня l, мм:

                                        (4.6)

Полученное значение l, мм принимаем по стандарту l=2500 мм

Уточняем значение межосевого расстояния а по стандартной длине l:

                    (4.7)

Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива , град:

                                                 (4.8)  

Угол  должен быть

   

Определить скорость ремня , м/с:

                                             (4.9)

где:

и  - соответственно диаметр ведущего шкива

Определить частоту пробегов ремня U,  с:

                                                     (4.10)

где:

l – стандартная длина ремня, м

Определить окружную силу  , H, передаваемую ремнём:

                                                  (4.11)

Н

где:

поминальная мощность двигателя, кВт

- скорость ремня, м/с

Определить допускаемую удельную окружную силу  , Н/

                             (4.12)

где:

- допускаемая приведённая удельная окружная сила, Н/мм

С – поправочные коэффициенты

Определяем ширину ремня b, мм:

                                                         (4.13)

Ширину шкива b округляем до стандартного значения b=80. Стандартное значение ширины шкива В=90.

Определяем площадь поперечного сечения ремня А, мм:

                                                           (4.14)

Определяем силу предварительного напряжения ремня , H:

                                                       (4.15)

где:

, H/мм - предварительное напряжение

Определить силы напряжения ведущей  и ведомой  ветвей ремня, Н:

                                                  (4.16)

где:

- окружная сила

- сила предварительного натяжения ремня

Определить силу давления ремня на вал , Н:

                                         (4.17)

где:

- угол обхвата ремнём ведущего шкива

Проверочный расчёт

Проверить прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм:

                                         сечении ведущей ветви льеным        (4.18)

где:

- напряжение растяжения, Н/мм

- напряжение изгиба, Н/мм

- напряжение от центробежных сил, Н/мм

Условие прочности на максимальное напряжение выполняется

По ширине шкива В=80 мм, принимаем длину концевого участка быстроходного вала редуктора  l=90 мм.

     5 ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ

     В проектируемых приводах применены муфты с торообразной оболочкой в стандартном исполнении. Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы. Муфты упругие с торообразной оболочкой обладают небольшими компенсирующими способностями. При соединении несоосных валов муфта оказывает на них значительное силовое воздействие. Они обладают большой радиальной, угловой и осевой жесткостью и требуют точного монтажа узлов.

Момент   Т=800

Угловая скорость

Отверстие d = 60мм;       l = 44 мм

Габаритные размеры

D=320

=60

Смещение осей

Радиальное

Угловое  

Проверяем по величине расчетного крутящего момента

                                           (5.1)

 

Нм

98,6  < 125

Удовлетворяет заданным требованиям

Муфта с упругая с торообразной оболочкой 800-1-60-1-У2 ГОСТ 20884-82

6 ПОДБОР ШПОНОЧНЫХ (ШЛИЦЕВЫХ) СОЕДИНЕНИЙ

Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. При передаче вращающего момента оно характеризуется значительными местными деформациями вала и ступицы колеса в районе шпоночного паза, что снижает усталостную прочность вала. Его применяют в случаях, когда для заданного момента не удается подобрать посадку с натягом из-за недостаточной прочности материала колеса или по технологическим возможностям.

Определяем шпонку для установки полумуфты на концевом участке быстроходного вала.

d = 30 мм

l = 90 мм

Нм

Сечение шпонки:

b = 8 мм

h = 7 мм

l = 80 мм

Фаска 0,5

Глубина паза:

Вала - t= 4 мм

Ступицы - t= 3,3 мм

Шпонка 80780 ГОСТ 23360-78

Условия прочности:

                                                     (6.1)

где:

      - окружная сила на шестерне или колесе, Н

       А= - площадь смятия, мм

                                                         (6.2)

А=  мм

                                                   (6.3)

Н

МПа

20110…190

Условия смятия выполняются

Определяем шпонку под участок установки зубчатого колеса на тихоходном валу:

d = 58 мм

l = 108 мм

Т= 568 Нм

Сечение шпонки

b = 18  мм

h = 11 мм

l =  100 мм

Фаска 0,5

Глубина паза

Вала - = 7 мм

Ступицы - = 4,4 мм

Шпонка 18011100 ГОСТ 23360-78

Условия прочности:

                                             (6.4)

где:

     - окружная сила на шестерне или колесе, Н

      А= - площадь смятия, мм

                                                        (6.5)

А=  мм

                                                    (6.6)

Н

81.44110…190

Условия смятия выполняются

d = 80 мм

l = 58 мм

Т= 586,33 Нм

Сечение шпонки

b = 22  мм

h = 14 мм

l =  56 мм

Фаска 0,5

Глубина паза

Вала - = 9 мм

Ступицы - = 5,4 мм

Шпонка 2201456 ГОСТ 23360-78

Условия прочности:

                                               (6.7)

где:

     - окружная сила на шестерне или колесе, Н

     А= - площадь смятия, мм

                                                           (6.8)

А=  мм

                                                   (6.8)

143.17110…190

Условия смятия выполняются

7 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

Ft1=1090 (Н),

Fr1=252 (Н),

Fa1=700 (Н),

FM=450 (Н),

d1=0,030 (м),

LБ=0,056 (м),

LМ=0,075 (м).

Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции:

,

,

,                                               (7.1)

 (Н),

,

,                                                 (7.2)

(Н),

Проверка:

,

,

313,5-252-(-61,5)=0,

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:

МХ1=0,

МХ2=-RAYLБ/2,

МХ3=0,

МХ2=RBYLБ/2,

МХ2=313,5*0,056/2=8,7 (Н*м),

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции:

,

,                                              (7.3)

(Н),

,

,                                                             (7.4)

(Н),

Проверка:

,

,

1147.67-507.67-1090+450=0,

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

MY1=0,

MY2=-RaxLБ/2,                                                             (7.5)

MY4=0,

МY3=FMLM,                                                              (7.6)

MY2=-1147.67*0,056/2=-32,13,

MY3=450*0,075=33,75,

Строим эпюру крутящих моментов:

МК2=Ft1d1/2,                                                (7.7)

МК2=1090*0,03/2=16,35(Н*м),

Определяем суммарные радиальные реакции:

,                                                 (7.8)

(Н),

,                                                 (7.9)

(Н),

Определяем суммарные изгибающие моменты:

,                                               (7.10)

(Н),

M3=MY3=33,28 (Н).

Проверочный расчет подшипников

              Проверяем пригодность подшипников быстроходного вала сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой по условиям:

СrpCr,                                                                  (7.11)

При установке радиально-упорных подшипников точки приложений радиальных реакций смещаются, это смещение составляет:

,                                         (7.12)

(мм),

              Определяем коэффициент влияния осевого нагружения:

,                                            (7.13)

Интерполированием находим:

е=0,54,

Y=1,01.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

RS1=eRr1,                                                          (7.14)

RS1=0,54*252=136,08 (Н),

RS2=eRr2,                                                          (7.15)

RS2=0,54*700=378(Н),

Определение осевых нагрузок подшипников:

Так как RS2>RS1, то:

Осевая нагрузка подшипника

Ra1=RS1=136,08(Н),

Ra2=Ra1+Fa,                                                     (7.16)

Ra2=136.08+4580,7=4716.78 (Н),

Радиальная нагрузка подшипника

Rr1  = Ra

Rr1 =1090 (H)

Rr2  = Rb =1189.3 (H)

Осевая сила в зацеплении

Fа= 4580.7 (H)

Статическая грузоподъемность

Соr  =16.6

Коэффициент безопасности

Кб= 1,1

Температурный коэффициент

Кt=1

Коэффициент вращения

V=1

,

Расчетная динамическая грузоподъемность

Определяем эквивалентную нагрузку RE:

,                                          (7.17)

где х-коэффициент радиальной нагрузки,

 V- коэффициент вращения,

 Y-коэффициент осевой нагрузки,

Кб-коэффициент безопасности,

КТ-температурный коэффициент.

RE=(0,41*1*710,9+0,87*483,4)*1,1*1=783 (Н),

Определим расчетную динамическую грузоподъемность:

,                                      (7.18)

где: m-показательстепени, m=3 для шариковых подшипников,

              а1-коэффициент надежности, а1=1 при безотказной работе подшипников,

а23-коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его              эксплуотации,

              n-частота вращения внутреннего кольца подшипника,  

              Lh-требуемая долговечность подшипников,

(Н),

Расчетная динамическая грузоподъемность меньше базовой, 7,9<54,4 (кН) , следовательно подшипник  пригоден.

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

   

8.1 Проверочный расчет быстроходного вала в сечении А-А

              Определение напряжений в опасном сечении вала.

Определение амплитуды напряжений:

,                                             (8.1)

где: -расчетные напряжения изгиба,

              Wнетто-осевой момент сопротивления сечения вала:

,

(мм2),

(Н/мм2),

Определение амплитуды цикла:

,                                                   (8.2)

где: Wрнетто-полярный момент инерции сопротивления сечения вала:

,

(мм3),

,

Определение коэффициента концентраций нормальных и касательных напряжений для   расчетного сечения вала:

,                                        (8.3)

где:  и -эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

=1,6,

=1,4,

Кd- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения:

Кd=0,77,

КF- коэффициент влияния шероховатости:

КF=1,05,

КY- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

КY=1,6,

()D=(1,6/0,77+1,05-1)1/1,6=1,32,

,                                        (8.4)

,

Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала:

,                                                (8.5)

где:  и   -пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,

()D=315/1,32=284 (Н/мм2),

,                                                (8.6)

(Н/мм2),

Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,                                                   (8.7)

,

,                                                     (8.8)

,

Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении:

,                                               (8.9)

[S]=1,3…1,5,

,

Принимаем [S]=1,4.

Быстроходный вал в сечении А-А имеет запас прочности больше допускаемого так как S>[S], следовательно в этом сечении вал пригоден.

8.2 Проверочный расчет быстроходного вала в сечении В-В

Определение напряжений в опасном сечении вала.

Определение амплитуды напряжений:

,                                                      (8.10)

где: -расчетные напряжения изгиба,

Wнетто-осевой момент сопротивления сечения вала:

                                                ,                                                                  (8.11)

(мм2),

(Н/мм2),

Определение амплитуды цикла:

,                                                 (8.12)

где Wрнетто- полярный момент инерции сопротивления сечения вала:

,

(мм3),

,

Определение коэффициента концентраций нормальных икасательных напряжений для расчетного сечения вала:

,                                        (8.13)

где:  и -эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

=1,45,

=1,4,

Кd- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения:

Кd=0,77,

КF- коэффициент влияния шероховатости:

КF=1,05,

КY- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

КY=1,6,

()D=(1,45/0,77+1,05-1)1/1,6=1,2,

,                                        (8.14)

,

 

Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала:

                                                    ,                                                           (8.15)

где:  и -пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,

()D=375/1,2=312,5 (Н/мм2),

(Н/мм2),

,                                                (8.6)

(Н/мм2),

Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,                                                   (8.7)

,

,                                                     (8.8)

,

Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении:

,                                               (8.9)

[S]=1,3…1,5,

Принимаем [S]=1,4.

,

Быстроходный вал в сечении В-В имеет запас прочности больше допускаемого так как S>[S], следовательно в этом сечении вал пригоден.


ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной курсовой работе я рассчитал по всем предложенным параметрам механизм шнека-смесителя. Изучил методы расчёта и конструирования деталей и узлов машин общего назначения. Приобрёл представление о существующих классификациях, о порядке проектирования машин и узлов деталей, узнал общие и специальные методы расчётов. Определил, что данный механизм является:

-надёжным

-работоспособным

-производительным

-экономичным

-металлоемким

-прост и безопасен в обслуживании

-удобен в сборке и разборке.

Детали в механизме соответствуют главному критерию работоспособности – прочность, то есть способность детали сопротивляться разрушению или возникновению не допустимых пластических деформаций.   


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

40144. ОПТИМАЛЬНОЕ РАЗЛИЧЕНИЕ ДЕТЕРМИНИРОВАННЫХ СИГНАЛОВ 360 KB
  5 Рош а б ОПТИМАЛЬНОЕ РАЗЛИЧЕНИЕ ДЕТЕРМИНИРОВАННЫХ СИГНАЛОВ Различение двух детерминированных сигналов. Постановка задачи и правило принятия решения Задача различения сигналов находит широкое распространение в дискретной радиосвязи когда передача символа 1 связана с излучением сигнала s1t а передача символа 0 связана с излучением другого сигнала s2t отличающегося от s1t хотя бы одним какимнибудь своим параметром. Поэтому решение о том какой из сигналов принимается может осуществляться с ошибкой. Отсюда возникает задача...
40145. ОПТИМАЛЬНАЯ ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ СИГНАЛА 683 KB
  Очевидно пользователю для извлечения из полученного сигнала сведений следует определить значения параметров сигнала несущих требуемую информацию. Устройство предназначенное для измерения параметров сигнала будем называть измерителем. Кроме того на измерения может существенно влиять наличие у сигнала не только полезных несущих необходимую информацию параметров но и параметров не известных потребителю и не содержащих интересных для него сведений.
40146. ФИЛЬТРАЦИЯ ИЗМЕНЯЮЩИХСЯ ПАРАМЕТРОВ СИГНАЛА 318 KB
  Полезный сигнал st является функцией времени t и многокомпонентного параметра сообщения представляющего собой векторный случайный процесс. Общая задача фильтрации заключается в том чтобы на основании априорных сведений и по наблюдаемой реализации xt процесса t для каждого момента времени t сформировать апостериорную плотность вероятности сообщения . Априорные сведения о вероятностных характеристиках сообщения и помехи nt задаются либо в форме многомерных плотностей вероятности либо в виде дифференциальных уравнений с...
40147. ЛИНЕЙНАЯ ФИЛЬТРАЦИЯ СООБЩЕНИЙ 539 KB
  2 Здесь Ht известная функция несущее колебание; Htt = s[t t] передаваемый сигнал; nt белый гауссовский шум не обязательно стационарный с нулевым средним значением и односторонней спектральной плотностью N0;  постоянный коэффициент определяющий ширину спектра сообщения t. Первое уравнение определяет алгоритм формирования оценки а следовательно и структурную схему фильтра а второе ошибку фильтрации дисперсию оценки сообщения Rt. Коэффициент Kt зависящий от дисперсии оценки сообщения Rt и...
40148. ИНФОРМАЦИЯ В ДИСКРЕТНЫХ СООБЩЕНИЯХ 412.5 KB
  Когда говорят об информации то имеют в виду как объективные сведения о событиях в материальном мире так и получателя этих сведений то есть субъекта. Определить количество информации и передать его с наименьшими потерями по каналам связи не интересуясь смыслом информации это предмет теории информации которую иногда называют математической теорией связи. Качественная сторона информации например её ценность полезность важность исследуется в семантической теории информации.
40149. ИНФОРМАЦИЯ В НЕПРЕРЫВНЫХ СООБЩЕНИЯХ 1.23 MB
  Представляет интерес определить собственное количество информации заключённое в непрерывном сообщении с тех же позиций что и для дискретного сообщения то есть с использованием понятия энтропии. Замену непрерывной функции времени можно осуществить последовательностью дискретов на основании теоремы Котельникова согласно которой если отсчёты непрерывного сообщения взять через интервал t=1 2Fc где Fc максимальная частота спектра реализации xt то непрерывная функция xt на интервале времени наблюдения [0T] эквивалентна...
40150. ПРОПУСКНАЯ СПОСОБНОСТЬ КАНАЛА СВЯЗИ 1.03 MB
  Рассматривая появление символа алфавита как реализацию случайной величины можно найти энтропию сообщения на входе канала связи 3. Пусть в канале связи отсутствуют помехи. Пусть в канале связи действуют помехи рис.
40151. ОСНОВЫ ТЕОРИИ КОДИРОВАНИЯ ИНФОРМАЦИИ 87.5 KB
  Кодирование линии связи заключается в преобразовании закодированного сообщения при котором обеспечивается возможность надежной синхронизации и минимум искажений при трансляции сообщения через линию связи среду передачи информации при этом число исходных комбинаций равно числу закодированных. В теоретическом плане эта возможность основывается на наличии избыточности сообщения. Под избыточностью сообщения понимают разность между максимально возможной и реальной энтропией . Максимально возможная энтропия определяется для случая когда...
40152. ПОМЕХОУСТОЙЧИВОЕ КОДИРОВАНИЕ. КЛАССИФИКАЦИЯ КОДОВ 146 KB
  По длине кодов и взаимному расположению в них символов различают равномерные и неравномерные коды. Неравномерные коды отличаются тем что кодовые комбинации у них отличаются друг от друга не только взаимным расположением символов но и их количеством при минимизации средней длины кодовой последовательности. Очевидно что средняя длина неравномерного кода будет минимизироваться тогда когда с более вероятными сообщениями источника будут сопоставляться более короткие комбинации канальных символов. Тем самым создается возможность обнаружения и...