Электромеханический привод железнодорожной машины с рычажно-ползунным исполнительным механизмом

Электромеханический привод железнодорожной машины с рычажно-ползунным исполнительным механизмом

ВВЕДЕНИЕ

В железнодорожной технике широко используют кривошипно-ползунные механизмы, в них исполнительный орган выполняет работу при возвратно-поступательном перемещении ползуна. Проектируемый привод машины включает в себя асинхронный электродвигатель переменного тока с синхронной частотой вращения n0=3000 об/мин. Его вал упругой соединительной муфтой МУВП соединён со входным валом зубчатого цилиндрического одноступенчатого редуктора.

Выходной вал последнего компенсирующей муфтой соединён с кривошипом кривошипно-ползунного исполнительного механизма. Выходной вал последнего компенсирующей муфтой соединён с кривошипом кривошипно-ползунного исполнительного механизма. Выходной ползун скреплён с исполнительным органом и взаимодействует с объектами окружающей среды, выполняя нужную работу. Весь привод размещён на несущей конструкции в частности раме.

Привод снабжен так же устройствами управления системами безопасности и удобства работы. Блок-схема привода приведена ниже на следующем листе, где:

М - электродвигатель

Р - редуктор

ИМ - исполнительный механизм

ИО - исполнительный орган

УУ - устройство управления

СБУ - система безопасности и удобства

РА - рама

При выполнении курсового проекта необходимо найти:

размеры исполнительного механизма;

подобрать электродвигатель из каталога;

определить основные характеристики редуктора;

разработать меры по повышению плавности машины и снижения виброактивности машины.

Задание на курсовую работу по дисциплине «теория механизмов и машин» студенту группы ПТМ -010 Пономареву Александру, вариант исходных данных № 15 по табл., погонная масса рычага 5 кг/м , масса ползуна 3 кг , модуль зубчатых зацеплений м = 2 мм , допустимый коэффициент неравномерности [ σ ] = 0,1

Выполнить синтез механизмов (Мех) привода машины, состоящего из электродвигателя (М), зубчатого редуктора (Р) и исполнительного рычажно ползунного Мех ИМ с исполнительным органом

ИО. Исходные данные для проектирования приведены в табл. П1.

При выполнении работы необходимо:

. написать введение и начертить блок - схему привода;

. установить вид исполнительного Мех, заданного буквенной последовательностью одноподвижных кинематических пар, начертить его структурную схему;

. произвести структурный анализ Мех, установить количество избыточных связей и предложить вариант структурной схемы без избыточных связей, начертить этот вариант;

. выполнить метрический синтез этого Мех, определив размеры всех его звеньев;

. Начертить планы его (до 8) положений, в том числе характерных, в крайних положениях выходного звена, при наибольшей его скорости, при вертикальных положениях кривошипа и пр;

. рассчитать продолжительность одного оборота кривошипа (период) и скорость его вращения;

. вывести функции положения и скорости ползуна Мех; рассчитать значения и построить график изменения скорости ползуна в функции от угла поворота кривошипа;

. определить среднее значение скорости ползуна на участках его рабочего и холостого хода, обозначить их на соответствующих участках графика изменения скорости;

. построить график изменения нагрузки полезного сопротивления в функции от угла поворота;

. рассчитать среднее значение мощности нагрузки полезного сопротивления на участках рабочего и холостого хода, построить графики их изменения, усреднить эту мощность для всего цикла движения, обозначить её на графике;

. назначить КПД исполнительного механизма и рассчитать среднее значение мощности сил полезного сопротивления вращению кривошипа;

. рассчитать среднее значение момента сил сопротивления вращению кривошипа;

. найти ориентировочные значения передаточного числа редуктора, ориентируясь на быстроходный электродвигатель с дн ≈ 300 1/с;

. установить возможные выполнения и компоновки зубчатых передач, реализующих найденное передаточное число; изобразить их структурные схемы;

. выбрать рациональную компоновку зубчатой передачи, реализующей найденное передаточное число; изобразить её структурную схему в 3 проекциях;

. назначить максимально возможный КПД рациональной компоновки зубчатой передачи и рассчитать необходимую мощность двигателя;

. подобрать электродвигатель по каталогу и выписать его основные характеристики;

. уточнить значение передаточного числа;

. рассчитать необходимый движущий момент и установить его связь с моментом сил сопротивления вращению кривошипа;

. назначить количество зубьев колёс зубчатого редуктора;

. найти геометрические характеристики быстроходного зацепления зубчатых колёс редуктора;

. выполнить картину быстроходного зацепления, определить его качественные характеристики;

. определить экстремальные и среднее значения реакции в сопряжении ползуна с направляющей, найти среднее значение силы трения, её мощности, коэффициентов потерь энергии и полезного действия сопряжения;

. найти ориентировочную величину усреднённого момента инерции масс звеньев привода машины приведённого к кривошипу;

. рассчитать ориентировочную величину продолжительности tp разгона машины под нагрузкой и сравнить её с допустимой (0,5 с ≤ [tp] ≥ 5 c);

. найти ориентировочные величины наибольшей за цикл избыточной работы и коэффициента неравномерности вращения кривошипа, сравнив её с допустимым значением;

. установить наибольшую силу упругой деформации пружинного разгружателя ползуна; рассчитать необходимую жёсткость пружины;

. пересчитать ориентировочные величины наибольшей за цикл избыточной работы и коэффициента неравномерности; сравнить последний со значением в п. 27 и с допустимой величиной;

. рассчитать параметры противовесов, установив массу и места их расположения на звеньях;

. выполнить структурную схему синтезированного привода машины;

. сделать выводы по работе;

. составить список использованной литературы.

Чертежи работы выполнить на листах формата А1 (в любой технологии) в соответствии с требованиями ЕСКД к графическим документам. Расчёты, пояснения и пр. выполнить на листах формата А4 ( в любой технологии) в соответствии с требованиями ЕСКД к текстовой документации и свести в пояснительную записку с титульным листом, содержанием, приложенным текстом задания, разделами (соответственно приведённому выше перечню работ).

Исходные данные:

перечень сопряжений исполнительного механизма: вввп;

ход выходного звена: S = 0,16 м;

средняя скорость выходного звена: vС = 6,3 м/с;

средняя сила сопротивления перемещению выходного звена:

на участке рабочего хода: FРХ = 1000 Н;

на участке холостого хода: FХХ = 100 Н;

допустимый коэффициент неравномерности вращения: [δ] = 0,1;

модуль входного зубчатого зацепления: m = 2 мм;

погонная масса рычагов q = 5 кг/м;

масса ползунов mП = 3 кг.

Блок - схема привода приведена на чертеже, где Р - редуктор, ИМ − исполнительный механизм с исполнительным органом ИО.

1. СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА

.1 Исполнительный рычажно-ползунный механизм, заданный последовательностью трёх вращательных и одной поступательной кинематической пары, представляет собой кривошипно-ползунный механизм, представленный на чертеже. Он состоит из четырёх звеньев (n = 4): кривошипа 1, шатуна 2, ползуна 3 и стойки 4. Эти звенья входят друг с другом в p1 = 4 одноподвижные кинематические пары: 4-1 - вращательная; 1-2 - вращательная; 2-3 - вращательная и 3-4 - поступательная. Подвижных звеньев nП = (n - 1) = 3: звенья 1, 2 и 3, неподвижных 1: звено 4. Неизменяемый, замкнутый на стойку контур звеньев в этом механизме имеется один:

К = p1 - (n - 1) = 4 - 3 = 1

Вращательные пары реализуют в механизме смещения ВZ звеньев 1 и 2, поступательная пара - смещение ПX ползуна, срединные точки шатуна имеют составляющую смещения ПY. Всего смещений три, поэтому механизм относится к третьему семейству (N = 3). Подвижность механизма:

W = N (n - 1) − (N - 1) p1 = 3∙3 - (3 - 1)∙4 = 9 - 8 = 1.

электромеханический привод железнодорожный машина

1.2 Для хорошей работы избыточные связи следует устранять, выполняя кинематические пары так, чтобы сумма подвижностей их была равна 7 и имела все 6 реализованных или возможных движений. Этому условию отвечает механизм с последовательностью пар в1в1в1п4 (см. рис. на чертеже), или в1в2в2п2 , или в1в2в3п1.

Такие механизмы при наличии у них возможности разворачиваться и смещаться звеньям по трём координатным осям будут статически определимыми, самоустанавливающимися, не требующими высокой точности изготовления деталей механизмов и их сборки, не заклинивающимися при деформациях деталей звеньев (в том числе и стойки) и перепадах температур.

Структурная схема исходного выполнения кривошипно-ползунного механизма и одного из вариантов выполнения без избыточных связей

2. МЕТРИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА

.1 Длина кривошипа механизма равна половине заданного хода ползуна

r = S/2 = 0,16/2 = 0,08, м.

.2 Длину шатуна l находим, ограничивая наибольший угол давления шатуна l на ползун αmax= [α] = 300, чтобы ползун не слишком сильно давил на направляющую стойки и не вызывал большую силу трения. Этот угол давления (угол между шатуном l и направляющей) будет иметь место, когда угол между кривошипом r и шатуном l составит 900 (при угле поворота кривошипа, равном 600). Исходя из этого:

l = r/tg [α] =0,08/tg 300 = 0,08/0,3 ≈ 0,27, м.

.3 Планы двенадцати положений механизма в масштабе Кl = 4 мм/мм представлены на чертеже. Здесь механизм (в виде его кинематических схем) при неизменном положении вершин стоек изображён при двух горизонтальных и двух вертикальных положениях кривошипа, при угле поворота кривошипа φ1, равном [α] и 1800 + [α] и ещё в шести промежуточных положениях кривошипа. Планы положений показывают относительное положение звеньев механизма в процессе его движения. При расположении кривошипа и шатуна на одной прямой линии ползун находится в крайних положениях, расстояние между которыми S = 0,16 м.

.3 Продолжительность одного оборота кривошипа

TЦ = 2S/vС = 2∙0,16/6,3 ≈ 0,05 с.

.4 Угловая скорость (средняя) вращения кривошипа

ω1 = ωК = 2π/TЦ ≈ 2∙3,14/0,05 ≈ 125,6 1/с.

.5 Функция положения ползуна, позволяющая вычислить расстояние от оси О вращения кривошипа до ползуна в любой момент времени t = φ1/ ω1, находится по формуле:

x = r cos φ1 + [l2 - (r sin φ1)2],

где x - расстояние от оси поворота кривошипа до центра шарнира на ползуне.

.6 Функция скорости ползуна:

v = r ω1[φ1 + (r/2l) sin 2 φ1],

где ω1 − угловая скорость кривошипа;

φ1 − угол поворота входного кривошипа, отсчитываемый от горизонтальной оси против часовой стрелки, φ1 = ω1t.

Планы двенадцати положений кривошипно-ползунного механизма при углах поворота кривошипа φ1 = (0…360)0 с шагом Δφ1 = 300

Значение вычисленных скоростей при rω1 ≈ 10, 048 м/с, r/2l ≈ 0,15:

Скорости ползуна можно вычислить и упрощённым способом:

при углах φ1, равных 00 и 1800, v = 0 м/с;

при углах φ1, равных 900 - (αmax= 300 ) = 600 и 3600 - [900 - (αmax= 300 )] = 3000, v = vA/cos(αmax= 300 ) = rω1/cos(αmax= 300 ) ≈ 10, 048/cos 300 ≈ 8,7 м/с и v ≈ - 8, 7 м/с;

при углах φ1, равных 900 и 2700 , v = vA = rω1 ≈ 10, 048 м/с и v = - vA = - rω1 ≈ - 10, 048 м/с.

График изменения скорости в функции от угла поворота представлен на чертеже в масштабе Кv = 0,5 м/c/мм. График построен путём плавного соединения точек - значений скоростей при нескольких значениях угла поворота кривошипа. Скорость ползуна изменяется примерно по знакопеременному двухгармоническому закону. Нулевые значения скорость имеет в положении механизма, когда кривошип и шатун располагаются на одной прямой (при углах поворота кривошипа, равных 00 и 1800). Наибольшее положительное и отрицательное значение скорости имеют место в положении механизма, когда угол между кривошипом и шатуном составляет 900 (при углах поворота кривошипа, равных 900 - (αmax= 300 ) и 3600 - [900 - (αmax= 300 )]).

.7 Находим средние скорости ползуна:

при рабочем ходе vСРХ = (0 + 6,3 + 9,99 + 10,048 + 7,4 + 3,7 + 0)/7 ≈ 5,3 м/с;

при холостом ходе vСХХ = − (0 + 3,7 + 7,4 + 10,048 + 9,99 + 6,3 + 0) /7 ≈ − 5,35 м/с

или

при рабочем ходе vСРХ = (0 + 9,99+ 10,048 + 0)/4 ≈ 5 м/с;

при холостом ходе vСХХ = − (0 + 9,99 + 10,048 + 0) /4 ≈ − 5 м/с.

Эти скорости при прямом и обратном ходе одинаковые, близки к заданной скорости ползуна и представлены в виде графика vСРХ = f (φ1) и vСХХ = f (φ1) на чертеже.

3. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И ВЫБОР ТИПА РЕДУКТОРА

.1 График изменения силы полезного сопротивления в функции от угла поворота φ1 кривошипа представлен на чертеже (эта сила постоянна и равна FСРХ при рабочем ходе и FСХХ при холостом ходе). Мощности сил полезного сопротивления перемещению исполнительного органа

на участке рабочего хода:

Pсрх = Fсрх Vсрх =1000 * 5,3= 5300Вт;

на участке холостого хода:

Pсхх = Fсхх * V cхх= 100 * 5 =500 Вт.

.2 Средние значения силы полезного сопротивления и её мощности:

FСР = (1000 + 100)/2 = 550 Н;

PCР = 550∙5,3 = 2915 Вт.

Графики изменения силы полезного сопротивления и её мощности (при рабочем и холостом ходе и средние) в функции от угла поворота φ1 кривошипа представлен на чертеже. Эти величины изменяются по линейно-постоянному закону.

.3 Коэффициент полезного действия исполнительного механизма с четырьмя кинематическими парами (вращательных - качения, поступательной - скольжения) примем равным ηМ ≈ 0,99∙0,99∙0,99∙0,98 ≈ 0,95.

.4 Среднее значение мощности сил сопротивления вращению кривошипа

PК = PCР/ ηМ = 2915/0,95 ≈ 3068 Вт.

3.5 Среднее значение момента сил сопротивления вращению кривошипа

TК = PК/ ω1 = 3068/125,6 ≈ 24 Н∙м.

.6 При отсутствии каких-либо дополнительных соображений для привода машины в действие принимают высокооборотный (с одной парой полюсов и синхронной угловой скоростью вращения ротора ωДО = 314 1/с) электродвигатель переменного тока, асинхронный, единой серии А - такой электродвигатель имеет меньшие размеры, массу и стоимость. В качестве механизма, выполненного в виде редуктора (с механизмом, размещённом в корпусе), для передачи вращения с ротора электродвигателя на кривошип желательно использовать зубчатый цилиндрический одноступенчатый механизм, выполненный в виде редуктора - он самый простой, недефицитный и дешёвый.

При скорости вращения кривошипа 125,6 1/скорость вращения быстроходного двигателя необходимо уменьшить в u10 = 314/125,6 ≈ 2,5. Для реализации такого передаточного числа (для уменьшения скорости в 2,5 раза) в этом случае требуется использовать не самый рациональный тип зубчатого редуктора - двухступенчатый цилиндрический с большими размерами и массой или одноступенчатый червячный с малым коэффициентом полезного действия. Поэтому в виде исключения для привода машины в действие при заданных параметрах примем среднеоборотный двигатель (с двумя парами полюсов) с ωДО = 157 1/с, при котором передаточное число u20 = 157/125,6 ≈ 1,25 - это ориентировочное значение передаточного числа механизма-передачи в виде редуктора, которое необходимо разместить между двигателем и кривошипом.

.7 Возможные выполнения и компоновки зубчатых передач (редукторов), реализующих различные передаточные числа:

при u ≈ 7…10 - одноступенчатый цилиндрический внешнего зацепления; то же, внутреннего; то же, конический; то же, винтозубчатый; цилиндрический внешне-внутреннего зацепления; цилиндрический

планетарный нескольких выполнений (с механизмом Чарльза-Джеймса, с паразитным рядом колёс, с внешней и внутренней ступенью) - структурные схемы представлены на чертеже;

при u ≈ 20…70 - червячный; двухступенчатый цилиндрический внешнего зацепления; двухступенчатый цилиндрический внешне-внутреннего зацепления; двухступенчатый коническо-цилиндрический; цилиндрический планетарный нескольких выполнений (с внешней и внутренней ступенью, Давида - с двумя внешними ступенями, с двумя внутренними ступенями) и др.;

при u ≈ 70 и больше - червячный; трёхступенчатый цилиндрический внешнего зацепления; трёхступенчатый цилиндрический внешне-внутреннего зацепления; трёхступенчатый коническо-цилиндрический; цилиндрический планетарный нескольких выполнений (с механизмом Давида с внешней и внутренней ступенью, с двумя внешними ступенями, с двумя внутренними ступенями) и др.

.8 Для обоснованного выбора рационального выполнения редуктора информации мало, поэтому предпочтение отдаём наиболее простому и дешёвому зубчатому цилиндрическому одноступенчатому редуктору с u20 ≈ 1,25 и среднеоборотному электродвигателю с ωДО = 157 1/с.

.9 Максимально возможный коэффициент полезного действия одноступенчатого зубчатого цилиндрического редуктора ηР ≈ 0,97. При этом необходимая мощность двигателя составит величину:

PД = PК/ ηР = 3068/0,97 ≈ 3163 Вт.

3.10 По каталогу выбираем среднеоборотный электродвигатель переменного тока трёхфазный асинхронный единой серии А марки 4А100S4У3 с двумя парами полюсов с ближайшей к Рд номинальной мощностью РДН = 3000 Вт (перегрузка не превышает допустимых 12,5 %).

Его номинальная частота вращения nДН = 1435 об/мин, угловая скорость ωДН = π nДН/30 ≈ 150 1/с; маховый момент ротора GD2 = 3,47·10-2 кгс·м2; момент инерции массы IД ≈ 8,8 ·10-4 кг·м2; кратность пускового момента К = ТП/ТДН = 2.

.11 Уточнённое значение передаточного числа редуктора:

.12 Необходимый движущий вращающий момент:

TД = PД / ωДН = 3163/150 ≈ 21,1 Н∙м

при номинальном движущем вращающем моменте TДН = PДН / ωДН = 3000/150 = 20 Н∙м. Двигатель будет работать с небольшой допустисой перегрузкой 11 %. Отношение TК/TД ≈ 24/21,1 ≈ 1,15 должно равняться произведению uР на ηР, равному ≈ 1,25∙0,97 = 1,21, что, практически, и имеет место.

4. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

.1 Количество зубьев шестерни редуктора при nДН = 1435 об/мин назначаем z1 = 31, количество зубьев колеса z2 = z1∙ uР = 31∙ 1,19 = 37. Шаг зубьев р = πm = 3,14·1,19 = 3,737 мм. Толщина зуба и ширина впадины S = p/2 = 1,9 мм.

.2 Размеры шестерни:

диаметр начальной (делительной) окружности d1 = mz1 = 1.19·31 = 36.89 мм;

диаметр окружности вершин df1 = m(z1 + 2) = 1.19(31 + 2) = 39.27 мм;

диаметр окружности впадин da1 = m(z1 − 2,5) = 1.19(31 - 2,5) = 33,915 мм;

диаметр основной окружности dв1 = mz1cosα = 1.19·31cos 20º ≈ 34,67 мм;

толщина венца В1 = 10 m = 11.9 мм.

Размеры колеса:

диаметр начальной (делительной) окружности d2 = mz2 = 1.19·37= 44,03 мм;

диаметр окружности вершин         df2 = m(z2 + 2) = 1.19·39 = 46,41 мм;

диаметр окружности впадин          dа2 = m(z2 − 2,5) = 1,19·34,5 = 41,06 мм;

диаметр основной окружности      dв2 = mz2cos α = 1,19·37 cos 20º = 41,38 мм;

толщина венца В2 = 0,9m = 1,071 мм.

Межосевое расстояние:

aw12 = 0,5(d1 + d2) = 0,5(36,89 + 44,03) = 40,46 мм.

.3 Упрощённая картина зубчатого зацепления представлена на чертеже в вычислительном масштабе Кl = 2 мм/мм. Здесь:

О1О2 - линия центров колёс; Р - полюс зацепления, точка на линии центров касания делительных окружностей; tt - перпендикуляр к линии центров , проведённый через полюс; nn - линия зацепления, след точки контакта зубьев от точки a до точки b, проходящая под углом αt , равном 200, к линии tt; ab - рабочая часть линии зацепления; точка a - точка пересечения линии nn и окружности вершин df2, точка b - точка пересечения линии nn и окружности вершин df1.

.4 Одна из главных качественных и количественных характеристик зацепления, определяющая его работоспособность, плавность поворота колёс, нагрузочную способность - коэффициент одновременности зацепления или коэффициент перекрытия. Он показывает, сколько в среднем пар зубьев колёс находится в зацеплении за время прохождения точкой контакта зубьев рабочая часть линии зацепления ab. Расчётное значение коэффициента перекрытия:

ε = (z1 /2π){tg[arc cos (dв1/ da1) - tg α]}+ (z2 /2π){tg[arc cos (dв2/ da2) - tg α]} =

(31 /6,28){tg[arc cos (34,67/33,915) - tg 200]}+ (37 /6,28){tg[arc cos (41,38/ 41,06) - tg 200]} ≈ 1,2.

Его значение, найденное графо-аналитически с использованием картины зацепления:

ε = ab/πm cos α ≈ 7/3,14∙1,19∙0,94 ≈ 1.99.

Эти значения близки друг к другу. Значение коэффициента перекрытия велико, близко к максимально возможному для прямозубых зацеплений значению 2,8. Механизм не требует высокой точности изготовления и сборки и имеет относительно высокую нагрузочную способность.

5. КИНЕТОСТАТИЧЕСКИЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ

.1 Для последующих расчётов на прочность деталей кривошипно ползунного механизма необходимо оценить величину реакций в сопряжениях давлений звеньев друг на друга. Эти давления переменны. Наибольшее значение эти реакции в шарнирах имеют место при расположении кривошипа и шатуна на одной прямой и равно ≈ FРХ = 1000 Н. Наименьшее значение равно 0. Их среднее значение равно FРХ СР ≈ 0,5 FРХ ≈ 500 Н.

.2 Усреднённое значение давления FПН ползуна на направляющую равно, примерно, TК/x, где xC - среднее расстояние от оси поворота кривошипа до середины направляющей (xC ≈ l - r + 0,5 S ≈ 0,27 - 0,08 + 0,5∙0,16 = 0,27, м). Отсюда FПН ≈ 24/0,27 ≈ 88,89Н.

.3 Оценим порядок величины коэффициента полезного действия одного из сопряжений, в частности, поступательного сопряжения ползуна и направляющей стойки. При коэффициенте трения скольжения ползуна по направляющей f ≈ 0,15 средняя сила трения составит величину FТ = FПН f ≈ 88,89∙0,15 ≈ 13 Н, а средняя мощность силы трения PТ = FТ vС ≈ 13∙6,3 ≈ 82 Вт. Коэффициент полезного действия этой кинематической пары составит величину η = 1 − PТ/PCР ≈ 1 − 82/2915 ≈ 0,97, что практически совпадает с принятым справочным значением, равным 0,98.

.4 Усреднённый момент инерции массы звеньев машины, мера его инерционности, от которой зависит продолжительность разгона и остановки (выбега) машины и плавность её работы, приведённый к кривошипу

IПК = IД uР2 + IПР ≈ 8,8 ·10-4 ∙1,192 + 0,1∙ IД ≈ 2 ·10-2 кг∙м2

(здесь IПР = IД + 0,1∙ IД ≈ 8,8 ·10-4 ∙102 + 0,1∙ IД - малая величина моментов инерции звеньев редуктора и исполнительного механизма).

.5 Ориентировочная величина продолжительности разгона машины под нагрузкой:

где ТП = РДНК/ωДН = 3000·2/150 ≈ 40 Н∙м − пусковой момент двигателя.

Подставляя, имеем:

tР = 0,5с.

Следовательно, время разгона не выходит за пределы допустимого и разгон осуществляется достаточно, но не слишком, быстро.

5.6 Для оценки плавности движения машины находим ориентировочную величину максимальной избыточной работы за цикл, обусловленную переменностью параметров и характеристик механизма:

ΔΑ И MAX = 0,5 TЦ (PСРХ - PДН) = 0,5·0,05 (5300 − 3000) = 57,5 Дж.

.7 Ориентировочное значение коэффициента неравномерности вращения:

δ = (ωКmax - ωКmin)/0,5(ωКmax - ωКmin) = ΔΑ И MAX /ω2ДН IПК = 57,5/1502 ∙2 ·10-2 = 0,13,

что несколько больше допустимого коэффициент неравномерности вращения [δ] = 0,1, следовательно проектируемая машина нуждается в устройстве, снижающем неравномерность хода. В качестве такого устройства можно использовать маховик или пружинный разгружатель с пружиной сжатия, имеющей расчётные характеристики, одним концом скреплённой со стойкой. А другим - с торцом ползуна так, чтобы при холостом ходе она сжималась, запасая энергию и увеличивая силу сопротивления, а при рабочем ходе она распрямлялась, отдавая энергию и уменьшая силу сопротивления.

.8 Наибольшую силу упругой деформации пружины разгружателя принимаем следующей:

FПР = 0,5(1000 − 100) = 450 Н.

.9 Необходимую жёсткость С пружины находим из условия FПР = CS, откуда C = FПР /S = 450/0,16 = 2813 Н/м.

.10 Средняя сила сопротивления движению ползуна и её мощность при этом станут равны:

при рабочем ходе FСРХП ≈ FСРХ − 1125 = 1000 - 450 = 550 Н и PСРХП = 550∙6,3 = 3465 Вт;

при холостом ходе FСХХП≈ FСХХ + 1125 = 100 + 450 = 550 Н и PСХХП = 550∙6,3 = 3465 Вт.

5.11 При такой выровненной силе сопротивления максимальная избыточная работы за цикл составит величину:

ΔΑ И MAXП = 0,5 TЦ (PСХХП - PДН) = 0,5·0,05 (3465 − 3000) = 11,625 Дж.

.12 Ориентировочное значение коэффициента неравномерности вращения кривошипа после установки пружинного разгружателя будет равно:

δ = ΔΑ И MAX /ω2ДН IПК ≈ 11,625/1502 ∙2 ·10-2 = 0,03

что, естественно, меньше допустимого коэффициент неравномерности вращения [δ] = 0,1, следовательно проектируемая машина не нуждается в утяжеляющем её маховике. На практике некоторая неравномерность будет иметь место, так как выполненные расчёты усреднённые.

5.13 При движении с изменяющейся по направлению, величине или по

направлению и величине скоростью кривошипа массой mКР = qr = 5∙0,08 = 0,4 кг, шатуна массой mШ = ql = 5∙0,27 = 1,35 кг и ползуна массой mП = 3 кг возникают вредные силы и моменты сил инерции, дополнительно нагружающие детали механизмов машины и вызывающие колебания их относительно стойки. Силу инерции ползуна частично компенсируем с помощью пружины разгружателя, а остальные инерционные нагрузки - установкой противовеса на продолжении за стоечный шарнир кривошипа. Статический момент противовеса (произведение его массы mПР на расстояние до оси поворота кривошипа rПР) находим следующим образом:

rПР = mКР 0,5r + 0,5mШ r = 0,4∙0,5∙0,08 + 0,5∙1,35∙0,08 = 0,07 кг∙м.

Приняв rПР = 0,07 м, получим mПР = 0,07/0,1 = 0,7 кг.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Таким образом, спроектирован привод железнодорожной машины, включающий электродвигатель М, вал ротора которого соединён упругой муфтой СМУ со входным валом зубчатого одноступенчатого редуктора Р внешнего зацепления. Выходной вал этого редуктора компенсирующей муфтой СМК соединён с валом кривошипа четырёхзвенного кривошипно-ползунного исполнительного механизма ИМ с исполнительным органом ИО на ползуне. Выходное звено его подпружинено пружиной разгружателя, а кривошип и шатун уравновешены, обеспечивая требуемую плавность движения.

Структурная схема спроектированной машины представлена на чертеже.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин. - Москва: Машиностроение, 2003.

. Сухих Р.Д. Конспект лекций по дисциплине “Теория машин и механизмов”, 2011 − 2012 учебный год.

Структурная схема железнодорожной машины

ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НЕКОТОРЫХ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ ПО ГОСТ 01.01.63-77