Усилия, действующие в зацеплении
Т1 = N/w1; где
М1 – момент на колесе z1в мм N – передаваемая зацеплением мощность в вm w1 – угловая скорость колеса z1 в рад/с
N = 15600Вт; w1 = 177,9 рад/с; Т1 = N /w1 = 15600/177,9 = 87,68 нм.
Окружное усилие – Рt:
Рt 1-2 = - Рt 2-1 = 2Т1/dw1 = 2 . 87,68/145,3 = 1,2 н. Радиальное усилие Рa 1-2 = - Рa 2-1 = Рt 1-2 tgan = 1,2 . 0,3639 = 0,45 н. aw = 2608’; соsaw = 0,8895; tgaw = 0,4322; Нормальное усилие – Рн: Рn 1-2 = - Pn 2-1 = Pt 1-2/ соsaw =1,2/0,8895 = 1,36 н. Таблица 5
Планетарный редуктор Подбор чисел зубьев колёс
8.1.1. Определим число зубьев z3 и z4
z5 = z3 (U3н – 1) = 30 * (3,2 – 1) = 66; z4 = z3 (3,2 – 2)2 = 30 * 1,2/2 = 18;
8.1.2. Строим в двух проекциях развёрнутую кинематическую схему передачи в выбранном масштабе mL = 0,004 м/мм. Для планетарных редукторов с 3 – мя сателлитами определяют возможное наибольшее число сателлитов для каждого ряда по следующей формуле:
(z4 + z3)sin p/к > z4 + 2ha* (30 + 18) sin 180/3 > 18 + 2; 48 * 0,866 > 18 +2
8.2 Определение основных размеров колёс z3, z 4 и z 5
8.2.1. d3 = z3 mпл = 30 . 9 = 270 мм.
dВ3 = d3 соsa = 270 . 0,93969 = 256 мм. dа3 = mпл (z3 + 2) = 9 . 28 = 247,5 мм. dò3 = mпл (z3 - 2,5) = 9 . 27,5 = 162 мм.
8.2.2. d4 = z4 mпл = 18 . 9 = 162 мм.
dВ4 = d4 соsa = 162 . 0,93969 = 152,2 мм. dа4 = mпл (z4 + 2) = 9 . 20 = 180 мм. dò4 = mпл (z4 – 2,5) = 9 . 15,5 = 139,5 мм.
8.2.3. d5 = z5 mпл = 66 . 9 = 594 мм.
dВ5 = d5 соsa = 594 . 0,93969 = 558,1 мм. dа5 = mпл (z5 –2) = 9 . 64 = 576 мм. dò5 = mпл (z5 + 2,5) = 9 . 63,5 = 616,5 мм.
Скорость вращения колёс
w3 = w2 = w1/Un = 177,9/1,5 = 118,6 рад/с. w4/wн = U4-н = 1 – U4-5’; U4-5’ = z5/z4 = 66/18 = 3,6; U4-n = 1 – 3,6 = - 2,6; wн = wм = pnн/30 = 3,14 . 354,16/30 = 37,06 рад/с. w4 = -2,6 . wн = - 2,6 . 37,06 = -96,3 рад/с.
В обращённом движении: w4’ = w4 - wн = - 96,3 – 37,06 = -133,36 рад/с.
Кинематическое исследование передачи графическим способом
8.4.1. Строим картину линейных скоростей в масштабе:
mL = 0,14 мс/мм;
Смотреть в методических указаниях часть III. 8.4.2. VА = w1 rw1 = 177,9 . 0,073 = 12,98 м/с. Длина вектора Аа: (Аа) = VА/mV = 12,98/0,14 = 92,7 мм;
8.4.3. Скорость точки В касание начальных окружностей:
(Вв) = 31 мм; Vв = mv(Вв) = 0,14 . 27 = 3,78м/с; w3 = Vв/rw3 = 3,78/0,08 = 47,25 рад/с.
8.4.5. (О4h) = 9 мм; Vн = mv(О4h) = 0,14 * 9 = 1,26 м/с; wн = Vн/r3 + r4 = 1,26/0,2275 = 5,54рад/с.
8.4.6. Строим картину угловых скоростей строим в масштабе:
mw = mv/mL * р = 0,25/0,0031 * 50 = 1,6 рад/с/мм. w1 = mw(к1) = 1,6 . 110 = 177,9 рад/с. w2 = mw(к2) = 1,6 . 47 = 75,6 рад/с. w3 = w2 = 75,6. w4 = mw(к4) = 1,6 . 56 = 89,6 рад/с. wн = mw(кн) = 1,6 . 17 = 27,2 рад/с.
9. Мощность Рм, передаваемая на приводной вал машины 9.1 Определим коэффициент полезного действия h пл
hпл = 1/ U4н [1- h’(1- U4н)],
где h’ – коэффициент полезного действия рассматриваемого редуктора в обращённом движении.
9.2 Величину h ’ определяем по формуле h’ = h1 * h2, где
h1 и h2 - коэффициенты полезного действия h’ = h1 * h2 = 0,96 * 0,97 -- 0,98 * 0,99 = 0,93 – 0,97. Принимаем среднее значение: h’ = 0,95.
hпл = 1/ U4н [1- h’(1- U4н)] = 1/3,2 [ 1 – 0,95 (1 – 3,2) ] = 0,965.
Общий КПД
h0 = hп * hпл
где hп – КПД зубчатой передачи колес Z1 и Z2, принимаем: hп = 0,97; h0 = 0,97 * 0,965 = 0,936. На приводной вал рабочей машины передается от двигателя мощность:
Nм = h0 * Nд = 0,929 * 15,6 = 14,49. Приведенный момент инерции. Результирующий приведенный момент инерции звеньев двигателя
J3 = J31 + J3II
Определим величину приведенного момента инерции звеньев
Jз1 = Jко + Jш(wш/w)2 + mш(Vsш/w)2 + mп(Vв/w)2, где
Jкр – момент инерции кривошипа относительно оси кривошипа;
Jш – момент инерции шатуна; Jк – момент инерции кривошипа; lк – расстояние от центра масс кривошипа до оси его вала. Jко = Jк + mk * ek2 = 0,00515 + 10,5 * 0,0252 = 0,0117 кг * м2.
J3I = 0,0117 + 0,0294 (wш/177,9)2 + 4,7(Vsш/177,9)2 + 2,5(Vв/177,9)2.
10.3 Пользуясь этой формулой, составляем таблицу 6 для подсчета значений J 3 I, J 3 II, J 3 для положений 12
Номер II положения первого механизма всегда будет соответствовать номеру i положение коленчатого вала, а второй механизм: iII = iI + 6, J3II(i) = J3I (I + 6)
Составляем таблицу 6 и строим диаграмму J3 = ò7 (j) Приведённые моменты сил и мощность двигателя
11.1.1. Силу Fв проводим в точку С. 11.1.2. Величина приведённой в точку С движущей силы для одного (первого) механизма Fc.
Fс Vс = Fв Vв, откуда Fс = Fв Vв/Vс;где
Fв –сила давлений газов на поршень первого механизма. Vв – скорость поршня. Vс – линейная скорость точки С. Vс = wr = 12,45 м/с. 11.1.3. Определение искомых величин и заполнение граф таблицы производится в следующем порядке. Графа 3 - Fв из таблицы 2, Графа 4 - Vв из таблицы 1, Графа 5 - Fс = Fв Vв/Vс, Графа 6 - Тдi = Fс * r = Fс * 0,7. Графа 7 - Тд II (i) = ТдI (i-6), Графа 8 - Тд = ТдI + Тд II. По данным графы 8 строим диаграмму изменения результирующего приведённого момента движущих сил в функции угла j поворота кривошипа.
Момент сил сопротивления
11.2.1. Тс = Асц/2pк = 1101,49/2 * 3,14 * 2 = 87,69 нм.;
где К – число оборотов кривошипного вала за цикл, в нашем примере К = 2. Асц – работа момент сил сопротивления за цикл. Асц = Адц = Тд dj
11.2.2. Адц – работа момента движущих сил за цикл. Величину работы Ад определяем приближённо по формуле:
Ад = S D Ад = SТдср. D j, где
D j - угол поворота кривошипа при передвижении из положения (i-1) в положении i: 11.2.3. Графа 9 - Тдср – средняя величина момента движущих сил при повороте кривошипа на элементарный угол D j.
Тдср i = (Тд(i-1) + Тдi)/2.
Графа 10 - D Адi – элементарная работа, совершённом моментом Тд:
D Адi = Тдсрi * D j, D j = 300 = 0,523 рад. D Адi = 0,523 * Тдсрi, Графа 11 - D Адi = (S D Ад)i = (S D Ад)i – 1 + D Адi,
В последней строке таблицы получаем работу Адц, совершённую моментом Тд за весь цикл.
Адц = (S D Ад)24 = 1439 нм.
Воспользуйтесь поиском по сайту: ©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|