Проектирование механизма поворота стола контрольно-измерительного автомата (КИА)
Введение
Цель работы: познакомиться с последовательностью
расчетов агрегатов, машин, механизмов и деталей общего назначения; приобрести
навыки структурного, кинематического и динамического исследования агрегата в
целом; выполнить инженерные расчеты механизмов контрольно-измерительного
автомата; приобрести навыки оформления чертежей и пояснительной записки.
По заданной кинематической схеме и исходным
данным спроектировать механизмы поворота стола контрольно-измерительного
автомата (КИА).
Описание работы КИА
Многопозиционные КИА предназначены для контроля
и сортировки деталей в процессе обработки в условиях автоматизированного
крупносерийного и массового производства. В таких автоматах для повышения их
производительности контроль параметров деталей осуществляется на нескольких
позициях одновременно. На первой позиции выполняется загрузка, а напоследней
выталкивание деталей. На измерительных позициях контролируются последовательно
различные параметры одной и той же детали.
Кинематическая схема механизма представлена
графической части проекта. Она представляет собой четырехпозиционный автомат
для измерения и контроля нескольких параметров деталей.
Движение звеньев автомата осуществляется от
ведущего вала 1 электродвигателя, связанного при помощи муфты с водилой Н
планетарной передачи. От сателлит 2, с двумя зубчатыми венцами вращение
передается на выходной вал передачи. Далее через соединительную муфту движение
передается на вал 3, связанный ременной передачей с транспортирующим
устройством (на кинематической схеме показан только ведущий шкив передачи). От
вала 3 через коническую зубчатую пару вращение передается на вал 4 кривошипа
мальтийского механизма. Для уменьшения неравномерности на валу установлен
маховик М. Поворот вала 4 от входа цевки кривошипа в паз креста до выхода из
паза называется углом рабочего поворота φ4p. При
этом крест со столом поворачивается на 60°. В момент выхода цевки из паза
вращение креста и стола прекращается. Неподвижное положение креста и стола
фиксируется цилиндрической поверхностью диска кривошипа, которая при повороте
скользит по сегментному вырезу креста. На конце вала 4 имеется другой кривошип
К, который посредством шатуна 6 связан с ползуном 7. По истечение времени Δtц
после остановки креста при прямом ходе ползуна происходит выталкивание детали.
При неподвижном столе осуществляется следующие операции: контроль и измерение
деталей на нескольких позициях, загрузка деталей на стол из бункера -
накопителя и выталкивание при помощи ползуна 7 проконтролированной детали в
лоток (бункер и лоток на схеме не показаны). Продвижение деталей от предыдущих
к последующим позициям осуществляется при повторяющихся циклических поворотах
стола. Вокруг стола размещены измерительные станции (они также условно не
показаны), которые работают с одинаковой длительностью контроля. Время tц цикла
соответствует длительности одного оборота кривошипного вала4. За каждый цикл в
лоток сбрасывается одна проконтролированная деталь и подается из бункера на
стол новая. При этом полный контроль (включая загрузку и выталкивание) одной
детали на многопозиционном автомате выполняется за tк = tцzк (здесь zк число
пазов креста
Задачи проектирования КИА
По исходным данным необходимо:
Разработать кинематическую схему автомата
Выполнить его структурный анализ
Выполнить кинематический анализ КИА включающего
планетарную передачу мальтийский и кривошино-ползунный механизмы.
Выполнить динамический анализ КИА с целью выбора
электродвигателя и определения момента инерции маховика.
Произвести расчеты элементов механизмов КИА.
Выполнить графическую часть.
Оформить пояснительную записку.
Структурный анализ
Данный механизм имеет 10 звеньев:
ведущий вал с центральным зубчатым венцом
сателлит первой ступени;
- водило Н с зубчатым венцом;
- сателлит второй ступени;
вал кривошипа мальтийского механизма;
мальтийский крест;
шатун;
ползун;
стойка (неподвижное звено).
-0(A) вращательное низшее обратимое P5
-2 (B) вращательное низшее обратимое P5
-0 (C) - вращательное низшее обратимое P5
-3 (D) - зубчатое высшая необратимая P4
-0 (E) - вращательное низшее обратимое P5
-4 (F) - зубчатое высшая необратимая P4
-0 (M) - вращательное низшее обратимое P5
-4 (N) - зубчатое высшая необратимая P4
-0 (K) - вращательное низшее обратимое P5
-6 (L) - вращательное низшее обратимое P5
-7 (T) - вращательное низшее обратимое P5
-0 (S) возвратно поступательное низшая обратимая
P5
Определим степень подвижности по формуле
Чебышева =3(n-1) -2p5-p4 = 3(8-1)-1*4-2*8=1
подвижных звеньев 7
пар 5 класса 8
пар 4 класса 4
Данные
параметры
|
обозначения
|
Единица
измерения
|
Исходные
данные
|
q
|
Производительность
КИА
|
Дет/час
|
5500
|
U34
|
Передаточное
отношение коничекой зубчатой пары
|
|
1.40
|
Zk
|
Число
пазов мальтийского креста
|
|
6
|
K
|
Число
сателлитов планетарной передачи
|
|
3
|
W1
|
Частота
вращения ведущего вала 1
|
1/c
|
314
|
T3
|
Момент
сил сопротивления транспортирующего утройства
|
H*m
|
36
|
T4
|
Момент
сил трения в опорах валов 4 и5
|
|
5.0
|
T5
|
|
|
5.6
|
F7
|
Сила
сопротивления при выталкивании деталей со стола
|
H
|
31
|
I3
|
Моменты
инерции вращающихся масс относительно осей валов соответтвенно 3,4,5
|
кг
* м2
|
3.5
|
I4
|
|
|
0.9
|
I5
|
|
|
2.5
|
Iп
|
Момент
инерции относительно оси выходного вала планетарной передачи
|
|
1.6
|
ak
|
Межосевое
расстояние мальтийского механизма
|
м
|
0.21
|
b
|
Размеры
вала
|
|
0.13
|
c
|
|
|
0.07
|
d4
|
Диаметр
делительной окружности конического колеса,установленного на валу
|
|
0.08
|
r
|
Длинна
кривошипа
|
|
0.11
|
λ=
r/l
|
Отношение
длины r кривошипа к длине l шатуна кривошипноползунного механизма
|
|
0.38
|
δ
|
Коэффициент
неравномерности вращения вала 4
|
|
0.03
|
Кинематический анализ механизма КИА
Следует определить:
время одного цикла tц
угловую скорость w4 вала 4
передаточное отношение u 14 между валами 1 и 4
передаточное отношение u13 планетарной передачи
угловую скорость w3 вала 3
Так как время одного оборота кривошипного вала
определяет длительность одного цикла контроля детали, то время одного цикла
равно, с,ц== =0.6545.
Угловая скорость кривошипного вала 4,1/с==
=9.595
Передаточное отношение между валами 1 и 4 = =
=32.725
Передаточное отношение планетарной передачи 13 =
==23.375
Угловая скорость вала 3,1/с===13.433
Кинематический анализ мальтийского
механизма
Перед разработкой конструкции мальтийского
механизма следует определить основные параметры и выполнить его кинематичекий
анализ.
Определить основные параметры
Угол поворота φ5к
креста за один оборот кривошипного вала
φ5к = ==600
Угол рабочего поворота φ4p
кривошипа,при
котром происходит поворот креста
φ4p = =
=120
Угол выемки фиксирующего диска
Β=φ4p- (1…1.5)0 = 120-1=1190
Длина кривошипа,мм
ек = ак sin=
210*sin=
210*0.5 =105 мм
Расстояние от оси вращения креста до начала
паза,мм
кк = акcos=210*cos
=210*0.866=181.86
Диаметр
цевки кривошипа,ммц=(0,2…..0,3) ек=0.2*105=21
Диаметр
креста, мм=2+C=2*+с=365.825
Где
с- фаска равная 1,5 … 2 мм
Длина
паза креста,мм=ек+кк-ак ++2=105+181.86-210+10.5+2=89.36
Диаметры
валов кривошипа и креста принимают контруктивно соблюдая условия,мм,в≤, dк≤
При
разработке конструкции в дальнейшем dв и dк проверяют расчетами на прочность
Отношение
длины ек кривошипа к межосевому расстоянию равно
µ===0.5
Диаметр
скользящей поверхности диска кривошипа, мм,=2=2(210*sin300-21)=2*84=168
Радиус
выемки фиксирующего диска, мм, R===56
Определение
угловой скорости и углового ускорения креста
Угловая
скорость креста мальтийского механизма зависит от угла рабочего поворота φ4p кривошипного
вала и определяется по формуле,1/с
ω5(φ4p)
= ω4 *
Угловое
ускорение определяется по формуле 1/с2
ε5(φ4p)=-*
Расчеты
по формулам необходимо выполнить при значение φ4p изменяющемся
через 100
От
φ4p== =300 соответствующем входу цевки
кривошипа в паз креста,до
φ4p= =соответствующем выходу цевки из
паза.
угол
|
w5(φ4p)
|
ε5(φ4p)
|
угол
|
w5(φ4p)
|
ε5(φ4p)
|
0
|
9,595
|
0
|
300
|
0
|
-53,1532
|
10
|
8,770487
|
85,24518
|
310
|
1,128145
|
-71,7289
|
20
|
6,797858
|
122,6277
|
320
|
2,637325
|
-94,7497
|
30
|
4,573237
|
117,081
|
330
|
4,573237
|
-117,081
|
40
|
2,637325
|
94,74968
|
340
|
6,797858
|
-122,628
|
50
|
1,128145
|
71,72886
|
350
|
8,770487
|
-85,2452
|
60
|
0
|
53,15319
|
360
|
9,595
|
0
|
Рис. 1 -Диаграмма зависимости угловой скорости
креста от угла поворота вала
Рис. 2 - Диаграмма зависимости углового
ускорения креста от угла поворота вала
ускорение маховик инерция передача
Кинематический анализ планетарной
передачи
При проектирование планетарной передачи
выбирается схема, число сателлитов k передаточное отношение u13 и модуль
зацепления m (для всех заданий принять m = 2мм).
Условия проектирования
При проектировании передачи необходимо
удовлетворить следующим требованиям:
.возможности размещения нескольких сателлитов с
зазорами между ними (условия соседства);
. соосности входного и выходного валов
передачи(условию соосности);
. возможности установки нескольких сателлитов
при сборке при условии их нормального зацепления с центральными
колесами(условию сборки).
Условие соседства нескольких сателлитов будет
выполнено,если
≤ 2awsin + 0.5
где da - диаметр окружности выступов венца
сателлита, aw - расстояние между осями центрального колеса и сателлита, мм
Условие соосности входного и выходного валов
передачи при одинаковых модулях зацепления и колесах,изготовленных без смещения
исходного контура будет выполнено,если
+zq=zb-zf
Здесь za, zb, zf, zq - числа зубьев
соответственно колес a,b,f,q.
Условие сборки будет обеспечено в передачах,
изображенных на рис 1 если конструктивно сделать так, что относительное
положение двух зубчатых колес каждого сателлита устанавливается независимо друг
от друга при монтаже.
Выбор числа зубьев
1. Передаточное отношение передачи с ведущим
колесом a определяется по формуле
= 1- = 1+zb zq/ za zf
Если принять za = zf ≥ 20 za = zf =24 то
на основании условия соосности числа зубьев колес b и q определяется по
формулам = zf (√ +1) =
24*5,73=137,52 ≈ 137= za (√ -1) = 24*3.73=89
После вычисление zb и zq их следует округлить до
целых значений (соблюдая условия соосности za+zq=zb-zf = 24+89=137-24= 113=113.
. После выбора чисел зубьев необходимо
определить основные размеры планетарной передачи:
межосевые расстояния= 0.5(za+ zq)m =
0.5(24+89)*2=113
диаметры делительных окружностей вступов колес
d=mz (здесь m -модуль зацепления, z - число зубьев соответствующего колеса)=df=
2*24=48=2*137=274= 2*89= 178
Диаметры окружностей выступов колес =
m(za+2)=2*26=52=2*139=278=2*91=182=2*26=52
На основании полученных данных следует проверить
условие соседства нескольких сателлитов
≤2*113*sin600+0.5; 52≤98,36
и условие соосности входного и выходного валов
передачи+zq=zb-zf = 24+89=137-24= 113=113
.3 Кинематический анализ кривошипно - ползунного
механизма
По исходным данным λ
и
r следует определить ход ползуна S = 2r=0.11*2=0.22 и длину шатуна l=r/λ=
0.11/0.38=0.289
Кинематический анализ сводится к определению
скорости движения ползуна u7(φ4) и
построению кривой скорости в зависимости от угла φ4 при
известной скорости w4 кривошипного вала 4.
Скорость перемещения ползуна следует определить
по приближенной формуле м/с
u7(φ4)=-r w4(sin φ4 + 0.5λsin2
φ4)
При расчете по формуле значения угла φ4
рекомендуется
принимать через 10 от 0 до 180 (при прямом ходе ползуна).Прямой ход происходит
за время tц /2. Рас четы свети в таблицу и построить диаграмму скорости u7(φ4)
при
прямом ходе ползуна.
градусы
|
u7(φ4)
|
градусы
|
u7(φ4)
|
0
|
0
|
90
|
-1,45652
|
10
|
-0,25292
|
100
|
-1,43439
|
20
|
-0,49816
|
110
|
-1,36868
|
30
|
-0,72826
|
120
|
-1,26138
|
40
|
-0,93623
|
130
|
-1,11576
|
50
|
-1,11576
|
140
|
-0,93623
|
60
|
-1,26138
|
150
|
-0,72826
|
70
|
-1,36868
|
160
|
-0,49816
|
80
|
-1,43439
|
170
|
-0,25292
|
|
180
|
0
|
Рис. 3 - Диаграмма зависимости скорости ползуна
от угла поворота вала
Динамический анализ
При динамическом анализе на основании предыдущих
расчетов и исходных данных ставится задача определения мощности движущих сил, выбора
электродвигателя и определения момента инерции маховика.
Определение приведенного момента сил
Суммарный момент приведенный к кривошипному валу
4 включает приведенный момент сил сопротивления и приведенный момент сил
инерции масс, вращающихся с ускорениями
∑пр(φ4р)
= Tпр.с (φ4) + Tпр.и (φ4).
(13)
При определение приведенного момента сил
сопротивлений учитываются момент сил сопротивления транспортирующего
устройства; моменты сил трения в опорах валов 4,5;силы сопротивления при
выталкивании деталей в лоток.
Таким образом приведенный к валу 4 момент сил
сопротивления равен
пр.с (φ4)= Tпр3+T4+
T5пр(φ4p)
+ Tпр7
(φ4)
(14)
где Tпр3 - приведенный момент силы сопротивления
транспортирующего устройства, H*m; Tпр3 = T3 =
36*(13.433/9.595)=50.4 Hm- приведенный момент силы трения в опорах вала 4, H*m
T4=5пр(φ4p)
- приведенный
момент сил трения в опорах вала 5.Этот момент возникает при вращении креста со
столом и изменяется в зависимости от угла рабочего поворота кривошипного вала
H*m,
пр5 = T3 =
36*(ω5 (φ4p)/9.595)=3.75* ω5 (φ4p) (15).
пр7 (φ4) - приведенный
момент сил сопротивления, возникающий при выталкивании детали ползуном при
прямом ходе, H*m,
Tпр7 (φ4)= = 31*
/9.595)=3.230* (16)
Для упрощения расчетов считать, что сила F7
передается на шейку кривошипа и постоянна по величине.пр.и (φ4)
- приведенный
момент сил инерции креста и стола, вращающегося с ускорениями. Этот момент
зависит от угла рабочего поворота кривошипного вала и определяется по формуле,
H*m,
пр.и (φ4)=
I5ε5(φ4p) 2.5* ε5(φ4p=
0.26* ε5(φ4p. (17)
Расчеты по формулам (13) и (14) выполним при φ4
из
меняющемся через 100 от 0 до 3600 а по формуле (16) от нуля до 1800. Нулевое
значения угла φ4 соответствует
положению цевки кривошипа в момент вхождения в паз креста, что соответствует φ4p
должно соответствовать значению угла φ4p
= 0. Нулевое
значение T7пр (φ4) совместить
со значением φ4 отстоящим на 200
после точки соответствующей началу состояния покоя креста. Поворот на 200
соответствует времени Δtц
φ4
градусы
|
ω5
1/с
|
T5пр
|
υ7
|
T7пр
|
Tпр.с
|
ε5
|
Tпр.и
|
T∑пр
|
0
|
9,595
|
35,98125
|
0
|
0
|
91,38125
|
0
|
0
|
91,38125
|
10
|
-3,23209
|
32,88933
|
-0,25292
|
-0,81694
|
87,47239
|
85,24518
|
194,3868
|
281,8592
|
20
|
-3,35156
|
25,49197
|
-0,49816
|
-1,60906
|
79,28291
|
122,6277
|
216,7375
|
296,0204
|
30
|
-3,64278
|
17,14964
|
-0,72826
|
-2,35228
|
70,19736
|
117,081
|
139,2141
|
209,4115
|
40
|
-4,52463
|
9,88997
|
-0,93623
|
-3,02403
|
62,26594
|
94,74968
|
127,2362
|
50
|
-19,2556
|
4,230543
|
-1,11576
|
-3,6039
|
56,02664
|
71,72886
|
21,03934
|
77,06598
|
60
|
0
|
0
|
-1,26138
|
-4,07427
|
51,32573
|
53,15319
|
0
|
51,32573
|
70
|
-1,33916
|
-3,1302
|
-1,36868
|
-4,42084
|
47,84896
|
39,3509
|
-8,54021
|
39,30875
|
80
|
-1,73443
|
-5,45479
|
-1,43439
|
-4,63309
|
45,31212
|
29,34703
|
-11,099
|
34,21311
|
90
|
-1,919
|
-7,19625
|
-1,45652
|
-4,70456
|
43,49919
|
22,09537
|
-11,0243
|
32,47493
|
100
|
-2,02331
|
-8,51288
|
-1,43439
|
-4,63309
|
42,25403
|
16,77519
|
-9,90116
|
32,35287
|
110
|
-2,08868
|
-9,51525
|
-1,36868
|
-4,42084
|
41,46391
|
12,8
|
-8,44447
|
33,01944
|
120
|
-2,13222
|
-10,2804
|
-1,26138
|
-4,07427
|
41,04537
|
9,762831
|
-6,95867
|
34,08671
|
130
|
-2,16224
|
-10,862
|
-1,11576
|
-3,6039
|
40,93409
|
7,381956
|
-5,55934
|
35,37475
|
140
|
-2,1832
|
-11,2978
|
-0,93623
|
-3,02403
|
41,07813
|
5,459948
|
-4,27687
|
36,80127
|
150
|
-2,19765
|
-11,6141
|
-0,72826
|
-2,35228
|
41,43366
|
3,855223
|
-3,10439
|
38,32927
|
160
|
-2,20712
|
-11,8286
|
-0,49816
|
-1,60906
|
41,96236
|
2,462672
|
-2,01968
|
39,94268
|
170
|
-2,21249
|
-11,953
|
-0,25292
|
-0,81694
|
42,63008
|
1,200359
|
-0,99479
|
41,63529
|
180
|
-2,21423
|
-11,9938
|
0
|
0
|
43,40625
|
0
|
0
|
43,40625
|
190
|
-2,21249
|
-11,953
|
0,252922
|
0,816939
|
44,26396
|
-1,20036
|
0,994786
|
45,25874
|
200
|
-2,20712
|
-11,8286
|
0,49816
|
1,609055
|
45,18047
|
-2,46267
|
2,019675
|
47,20014
|
210
|
-2,19765
|
-11,6141
|
0,728261
|
2,352281
|
46,13822
|
-3,85522
|
3,104386
|
49,24261
|
220
|
-2,1832
|
-11,2978
|
0,936234
|
3,024035
|
47,1262
|
-5,45995
|
4,276867
|
51,40307
|
230
|
-2,16224
|
-10,862
|
1,11576
|
3,603904
|
48,1419
|
-7,38196
|
5,559342
|
53,70124
|
240
|
-2,13222
|
-10,2804
|
1,261384
|
4,074271
|
49,19391
|
-9,76283
|
6,958667
|
56,15258
|
250
|
-2,08868
|
-9,51525
|
1,368682
|
4,420843
|
50,30559
|
-12,8
|
8,444466
|
58,75006
|
260
|
-2,02331
|
-8,51288
|
1,434393
|
4,63309
|
51,52021
|
-16,7752
|
9,901161
|
61,42137
|
270
|
-1,919
|
-7,19625
|
1,456521
|
4,704563
|
52,90831
|
-22,0954
|
11,02426
|
63,93257
|
280
|
-1,73443
|
-5,45479
|
1,434393
|
4,63309
|
54,5783
|
-29,347
|
11,09901
|
65,67731
|
290
|
-1,33916
|
-3,1302
|
1,368682
|
4,420843
|
56,69065
|
-39,3509
|
8,540208
|
65,23085
|
300
|
0
|
0
|
1,261384
|
4,074271
|
59,47427
|
-53,1532
|
0
|
59,47427
|
310
|
-19,2556
|
4,230543
|
1,11576
|
3,603904
|
63,23445
|
-71,7289
|
-21,0393
|
42,1951
|
320
|
-4,52463
|
9,88997
|
0,936234
|
3,024035
|
68,314
|
-94,7497
|
-64,9703
|
3,343715
|
330
|
-3,64278
|
17,14964
|
0,728261
|
2,352281
|
74,90192
|
-117,081
|
-139,214
|
-64,3122
|
340
|
-3,35156
|
25,49197
|
0,49816
|
1,609055
|
82,50102
|
-122,628
|
-216,738
|
-134,237
|
350
|
-3,23209
|
32,88933
|
0,252922
|
0,816939
|
89,10627
|
-85,2452
|
-194,387
|
-105,281
|
360
|
-3,19833
|
35,98125
|
0
|
0
|
91,38125
|
0
|
0
|
91,38125
|
|
|
|
|
|
|
|
∑Т∑пр(φ4)=
|
2085,78125
|
По данным вычислений на графике строим суммарную
диаграмму T∑пр (φ4) и прямую
определяющую среднее значение приведенного момента сил сопротивления за цикл
движенияпр.ср = =57.93≈58Нм
Определение мощности движущих сил и
выбор электродвигателя
При определении мощности сил Nсд следует
исходить из того, что за цикл работа движущих сил равна работе сил
сопротивлений, в том числе с учетом сил сопротивлений в зубчатых передачах
Здесь _ мощность сил сопротивлений, кВт,
(58*9,595)/1000=0,55
η - КПД зубчатых
передач. Так как коническая зучатая пара и планетарная передача соединены
последовательно, то
η=η34ηп.
Здесь η34 - КПД
конической зубчатой пары (следует принять η34 = 0,95);
ηп - КПД планетарной
передачи.
Потери мощности в планетарных передачах при
условии неподвижности одного из центральных колес зависит от вида схемы и коэффициента
потерь ψ
простой
передачи, полученной из планетарной остановкой водила.
ηаН(b) = 1/(1+
׀1-23,375׀0,05)=0,46 при ψ=0,05
С учетом найденных значений η=η34*ηп
= 0,95*0,46=0,437
Минимальное значение мощности электродвигателя
равноэл = (1,2…1,3) Nсд = 1,25*0,437 = 0,546
Выбираем двигатель ближайшей мощности АОЛ2-12-6
имеющий Nэл = 0,6, nэд = 910 об/мин, Iэ = 0,0020 кг*м2
Приведение моментов инерции звеньев
и определение момента инерции маховика
Из-за непостоянства моментов сил сопротивлений в
механизмах КИА отсутствует равенство между мгновенными значениями моментов сил
движущих и сил сопротивлений, что вызывает неравномерность движения звеньев
механизмов. С целью уменьшения неравномерности движения необходимо увеличить
момент инерции вращающихся масс, что достигается путем установки маховика.
Приведенный к кривошипному валу 4 момент инерции
равен
∑пр = Iпр + Iм,
где Iпр - приведенный к кривошипному валу момент
инерции звеньев механизма Iм - момент инерции маховика, установленного на звене
приведения.пр - определяется по формуле, кг*м2 пр = I4 + Iэ + (Iп + I3 ) + Iк,
где I3 = 3.5(усл),I4 = 0,9 (усл) - моменты
инерции вращающихся масс ( за исключением маховика) соответственно на валах
3,4;э - момент инерции ротора электродвигателя;п = 1,6(усл) момент инерции на
выходном валу планетарной передачи;к - средний приведенный к валу 4 момент
инерции стола и креста. Так как инерционность стола и креста проявляется при
повороте звена 5, для упрощения расчетов следует принять Iк = (0,3….0,4) I5 =
0.35*2.5=0.875
Тогда Iпр = 0,9+0,0020*32,7252 + (1,6+3,5)1,42 +
0,875=13,91 кг*м2
При заданном коэффициенте δ
неравномерности
вращения момент инерции маховика определяется по приближенной формуле, кг*м2
м = - Iпр
где ΔA - избыточная
работа сил сопротивлений и сил инерции креста и стола. Она определяется как
разность между работой сил сопротивления, сил инерции и средней работой
движущих сил на интервале . Величина
изыточной работы может быть определена из графика приведенных моментов, Дж.
ΔA = кт * кф ΔS
= 10*
где кт - масштабный коэффициент по оси
моментов,Н * м/мм; кф - масштабный коэффициент по оси углов поворота, рад/мм;
ΔS - площадь на графике
заключенной между кривой T∑пр(φ4) и
прямой Тпр.с (φ4) мм2.м = ΔA
/0.03*9.5952=
Литература
1. Осецкий
В.М. Прикладная механика. - М.: "Машиностроение", 1975.
2. Фролов
К.В. Теория механизмов и машин. - М: Высш. школа, 1987.
. Степин
П.А. Сопротивление материалов. - М.: Высш. школа, 1973.
. Вопилкин
Е.А. Расчет и конструирование механизмов приборов и систем. - М.: Высш. школа,
1980.
. Артоболевский
И.И. Теория механизмов и машин. - М: Наука, 1988.
. Смирнов
А.Ф. и др. Сопротивление материалов. - М.: Высш. школа, 1975.