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 [ у ] = 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:

1. написать введение и начертить блок — схему привода;

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

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

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

5. 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;

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

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

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

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

10. 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;

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

12. рассчитать среднее значение момента сил сопротивления вращению кривошипа;

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

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

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

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

17. подобрать электродвигатель по каталогу и выписать его основные характеристики;

18. уточнить значение передаточного числа;

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

20. назначить количество зубьев колёс зубчатого редуктора;

21. найти геометрические характеристики быстроходного зацепления зубчатых колёс редуктора;

22. выполнить картину быстроходного зацепления, определить его качественные характеристики;

23. 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;

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

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

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

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

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

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

30. выполнить структурную схему синтезированного привода машины;

31. сделать выводы по работе;

32. 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: [д] = 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

1.1 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.

Избыточных связей в сопряжениях звеньев имеется q = 6 — N = 6 — 3 = 3 это необходимость для нормальной работы выполнять оси всех вращательных пар параллельными, неперекошенными относительно плоскости движения звеньев, а все звенья располагать так, чтобы они перемещались в параллельных плоскостях.

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

2.1 Длина кривошипа механизма равна половине заданного хода ползуна

r = S/2 = 0,16/2 = 0,08, м.

2.2 Длину шатуна l находим, ограничивая наибольший угол давления шатуна l на ползун бmax= [б] = 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 [б] =0,08/tg 300 = 0,08/0,3? 0,27, м.

2.3 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 ц1, равном [б] и 1800 + [б] 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.

2.3 Продолжительность одного оборота кривошипа

TЦ = 2S/vС = 2•0,16/6,3? 0,05 с.

2.4 Угловая скорость (средняя) вращения кривошипа щ1 = щК = 2р/TЦ? 2•3,14/0,05? 125,6 1/с.

2.5 Функция положения ползуна, позволяющая вычислить расстояние от оси О вращения кривошипа до ползуна в любой момент времени t = ц1/ щ1, находится по формуле:

x = r cos ц1 + [l2 — (r sin ц1)2],

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

2.6 Функция скорости ползуна:

v = r щ1[ц1 + (r/2l) sin 2 ц1],

где щ1? угловая скорость кривошипа;

ц1? угол поворота входного кривошипа, отсчитываемый от горизонтальной оси против часовой стрелки, ц1 = щ1t.

Планы двенадцати положений кривошипно-ползунного механизма при углах поворота кривошипа ц1 = (0…360)0 с шагом Дц1 = 300

Значение вычисленных скоростей при rщ1? 10, 048 м/с, r/2l? 0,15:

Скорости ползуна можно вычислить и упрощённым способом:

при углах ц1, равных 00 и 1800, v = 0 м/с;

при углах ц1, равных 900 — (бmax= 300) = 600 и 3600 — [900 — (бmax= 300)] = 3000, v = vA/cos (бmax= 300) = rщ1/cos (бmax= 300)? 10, 048/cos 300? 8,7 м/с и v? — 8, 7 м/с;

при углах ц1, равных 900 и 2700, v = vA = rщ1? 10, 048 м/с и v = - vA = - rщ1? — 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 — (бmax= 300) и 3600 — [900 — (бmax= 300)]).

2.7 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 (ц1) и vСХХ = f (ц1) на чертеже.

3. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И ВЫБОР ТИПА РЕДУКТОРА

3.1 График изменения силы полезного сопротивления в функции от угла поворота ц1 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.

3.2 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 ц1 кривошипа представлен на чертеже. Эти величины изменяются по линейно-постоянному закону.

3.3 Коэффициент полезного действия исполнительного механизма с четырьмя кинематическими парами (вращательных — качения, поступательной — скольжения) примем равным зМ? 0,99•0,99•0,99•0,98? 0,95.

3.4 Среднее значение мощности сил сопротивления вращению кривошипа

PК = PCР/ зМ = 2915/0,95? 3068 Вт.

3.5 Среднее значение момента сил сопротивления вращению кривошипа

TК = PК/ щ1 = 3068/125,6? 24 Н•м.

3.6 При отсутствии каких-либо дополнительных соображений для привода машины в действие принимают высокооборотный (с одной парой полюсов и синхронной угловой скоростью вращения ротора щДО = 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 щДО = 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.

3.7 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.

3.8 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 щДО = 157 1/с.

3.9 Максимально возможный коэффициент полезного действия одноступенчатого зубчатого цилиндрического редуктора зР? 0,97. При этом необходимая мощность двигателя составит величину:

PД = PК/ зР = 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 щДН = р 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.

3.11 Уточнённое значение передаточного числа редуктора:

uР = щДН/щ1 = 150/126,5 = 1,19.

3.12 Необходимый движущий вращающий момент:

TД = PД / щДН = 3163/150? 21,1 Н•м при номинальном движущем вращающем моменте TДН = PДН / щДН = 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 зР, равному? 1,25•0,97 = 1,21, что, практически, и имеет место.

4. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 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 = рm = 3,14· 1,19 = 3,737 мм. Толщина зуба и ширина впадины S = p/2 = 1,9 мм.

4.2 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 = mz1cosб = 1.19· 31cos 20?? 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 б = 1,19· 37 cos 20? = 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.

4.3 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 бt, 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.

4.4 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:

е = (z1 /2р){tg[arc cos (dв1/ da1) — tg б]}+ (z2 /2р){tg[arc cos (dв2/ da2) — tg б]} =

(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:

е = ab/рm cos б? 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

5.1 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.

5.2 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.

5.3 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 з = 1? PТ/PCР? 1? 82/2915? 0,97, что практически совпадает с принятым справочным значением, равным 0,98.

5.4 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).

5.5 Ориентировочная величина продолжительности разгона машины под нагрузкой:

где ТП = РДНК/щДН = 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:

ДБ И MAX = 0,5 TЦ (PСРХ — PДН) = 0,5· 0,05 (5300? 3000) = 57,5 Дж.

5.7. Ориентировочное значение коэффициента неравномерности вращения:

д = (щКmax — щКmin)/0,5(щКmax — щКmin) = ДБ И MAX /щ2ДН IПК = 57,5/1502 •2 · 10−2 = 0,13,

что несколько больше допустимого коэффициент неравномерности вращения [д] = 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.

5.8 Наибольшую силу упругой деформации пружины разгружателя принимаем следующей:

FПР = 0,5(1000? 100) = 450 Н.

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

5.10 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:

ДБ И MAXП = 0,5 TЦ (PСХХП — PДН) = 0,5· 0,05 (3465? 3000) = 11,625 Дж.

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

д = ДБ И MAX /щ2ДН IПК? 11,625/1502 •2 · 10−2 = 0,03

что, естественно, меньше допустимого коэффициент неравномерности вращения [д] = 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.

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

2. Сухих Р. Д. Конспект лекций по дисциплине «Теория машин и механизмов», 2011? 2012 учебный год.

Структурная схема железнодорожной машины

ОПОРНО — СМЫСЛОВАЯ КАРТА ПО ПМ, ТММ И ДМ ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НЕКОТОРЫХ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ ПО ГОСТ 01.01.63−77