8. Графік робот сил корисного опору

Графік робот сил корисного опору будуємо МЕТОДОМ ГРАФІЧНОГО ІНТЕГРУВАННЯ за кутом φ графіка . Вибираємо полюс інтегрування К, полюсну відстань КО = 50 мм (чим менше КО, тим крутіший графік інтегральної кривої). На кожній ділянці розбивки 0-1, 1-2 і т.д. площу під кривою замінюємо прямокутником рівної площі. Для цього знаходимо на ділянках кривої такі точки, через які, провівши горизонтальні прямі, отримуємо площі над кривою і під кривою рівні. Точки проектуємо на вісь ординат і з’єднуємо з полюсом К. На кожній ділянці 0-1, 1-2 і т.д. наступної координатної сітки проводимо промінь, паралельний відповідному променю. Отримані точки з’єднуємо плавною кривою. Отримали графік роботи сил корисного опору . 13 сторінки

Масштаб графіка роботи: μ_А = μ_М ∙ μ_φ ∙ КО = 3.4 ∙ 0,035 ∙ 75 = 8.925 Дж/мм

8. Вибір електродвигуна

Марка двигуна та його технічні дані вибираються з каталогу-довідника на трьохфазні асинхронні електродвигуни єдиної серії 4А з короткозамкненим ротором, загалом з [4]. ГОСТ 19523-74.

Двигун вибираємо за заданою синхронною частотою n_с =1500 хв^-1 та необхідною потужністю, яка визначається за формулою:

Де A_ц – робота за цикл з графіка ;

Т_ц – час циклу, с

η – ККД машини,

η = η_пр ∙ η_р.м.

де η_р.м – ККД шарнірно-важільного механізму;

η_пр – ККД механізму привода.

ККД шарнірно-важільного механізму приймаємо орієнтовно для п’яти ланкового механізму η_р.м = 0,85.

ККД механізму привода

η_пр = η_1Н ∙ η₅₆

де i_1Н – передаточне відношення редуктора,

де η_1Н – ККД планетарного редуктора, визначається за формулою 2.11 (3)

= 0,9025

де , – ККД однієї пари зубчастих коліс, для нашої схеми планетарного редуктора (2 тип): 0,95 – для 1-ї пари зовнішнього зачеплення.

η₅₆ – ККД однієї пари зовнішнього зачеплення 5-6, η₅₆ = 0,95.

Остаточно η = 0,911 ∙ 0,85 ∙ 0,95 = 0,735

Визначаємо необхідну потужність двигуна, кВт

де μ_А – масштабний коефіцієнт графіка роботи сил корисного опору

Вибираємо асинхронний трифазний короткозамкнений електродвигун за ГОСТ 19523-81 з ряду n_с = 1500 хв^-1 (за завданням): за умовою, що Р_розрах = 1,26 кВт.

Технічні дані електродвигуна наведені в табл.. 3.7.

Таблиця 3.7.

Технічні дані електродвигуна

Тип двигуна	Потужність, кВт	Частота обертання, nном, хв-1
4А80В4УЗ	1,5	1415	2,0	2,2

3.10 Висновки

В ході динамічного аналізу і синтезу шарнірно-важільного механізму було побудовано кінематичну схему механізму, плани швидкостей для робочого ходу і план прискорень для заданого положення. Також пораховано моменти від сил корисного опру та по графіку роботи підібрано двигун.

4. Кінетостатичне дослідження ШВМ

4.1 Завдання

Визначити реакції в кінематичних парах заданого механізму й зрівноважуючи силу, прикладену до його початкової ланки, з урахуванням сил інерції, за кінематичною схемою, масовим характеристикам ланок, зовнішнім силам і відомому закону руху початкової ланки.

4.2 Плани механізму, швидкостей і прискорень

Дано плани положень, швидкостей і прискорень для двох положень: нульового й заданого робочого.

4.3 Сили, що діють на ланки механізму

1. Сили корисних опорів визначаємо за графіком сил корисного опору для заданого положення:

Вектор сили корисного опору прикладаємо до ланки 5 проти напрямку швидкості цієї ланки (за планом швидкостей).

2. Сили ваги ланок визначаємо таким чином.

У робочій машині кривошипом (ланка 1 ) служить зубчасте колесо 6(останнє в приводі), сила ваги якого

де m₁ –маса зубчастого колеса 6;

g – прискорення вільного падіння; g=10 м/с²

– маса зубчастого вінця колеса;

де – діаметр западини, мм;

s – площа поперечного перерізу вінця колеса, мм²;

- густина матеріалу колеса, .

Діаметр западини визначаємо з урахуванням виду зачеплення зубчастої пари 5-6 (за завданням – рівно зміщене), тоді

де - коефіцієнт висоти головки зубця, ;

- коефіцієнт радіального зазору, ;

х₆ – коефіцієнт зміщення для числа зубців колеса z6=60 z5=14 x₆=0.43;

Ширину вінця колеса приймаємо b=4m=4*12=48мм.

Тоді S=3*m_II*b=3*12*48=1728 мм² = 0.001728м².

де 3m – висота перерізу обіду, мм.

m₁=1.3*m_b=28.78*1.3=37.4 кг.

g – прискорення вільного падіння: g=10 м/с².

Сила ваги колеса 8: G₁=m₁*g=37.4*10=374 H.

- сила ваги ланки 3 (ВО₃): G₃=m₃*g=16*10= 160 H.

- сила ваги ланки 4 (BF): G₄=m₄*g=4*10= 40 H.

- сила ваги повзуна 5: G₅=m₅*g=68*10= 680 H.

Вектори сил ваги прикладаються в центрах ваги ланок.