1. Структурне дослідження важільного механізму

1. Структурний аналіз важільного механізму

Кінематичний ланцюг важільного механізму (рис.5) складається з однієї нерухомої ланки (стійка 0) та п'яти рухомих (n = 5): кривошипа 1, каменя 2, куліси 3, шатуна 4 та повзуна 5.

Рис. 5. Кінематична схема важільного механізму

Усі ці ланки утворюють поміж собою сім кінематичних пар:

• п'ять шарнірів у точках О₁, А, В, С і D та

• дві поступальних пари – між ланками 2 і 3 (А) та 5 і 0 (Е).

Усі кінематичні пари за кількістю зв’язків належать до нижчих пар п'ятого класу (p₅ =7).

Визначимо ступінь рухомості за формулою Чебишева:

W = 3n – 2p₅ – p₄ = 35 – 27 = 1.

Для надання руху усьому механізму призначимо вхідною ланкою кривошип 1.

Визначення класу механізму виконується шляхом розкладання ланцюга на структурні одиниці.

Спочатку відокремлюється крайня по відношенню до вхідної ланки 1 група (рис.6) з двох ланок, – шатуна 4 та повзуна 5. Після відокремлення залишається ланцюг, (рис.7) який має ступінь рухомості . Це вказує на те, що рухомість ланцюга збереглась, тобто група ланок 4 – 5 є структурною групою Асуру і належить до груп другого класу другого виду.

Далі відокремлюється група ланок 2 – 3, яка теж належить до груп другого класу, але до третього виду (рис.8). Наприкінці залишився початковий механізм (рис.9) першого класу.

Для визначення формули побудови визначального механізму потрібно розташувати у неї усі структурні одиниці за порядком їх приєднання до початкового механізму.

Формула побудови механізму, або структурна формула, має наступний вид

.

За складом цієї формули визначальний механізм, що розглядається, належить до механізмів другого класу

Рис. 6. Структурна група другого класу другого виду	Рис. 7. Залишковий механізм
Рис. 8. Структурна група другого класу третього виду		Рис. 9. Початковий механізм першого класу

2. Визначення розмірів кулісного механізму

Відсутні розміри кулісного механізму визначаються у процесі синтезу його кінематичної схеми за заданим коефіцієнтом середньої швидкості повзуна k. Користуючись крайніми положеннями куліси (рис.10), можна визначити: ; ; .

За наданим ходом повзуна H визначається довжина відрізка , м. У відповідності до завдання розраховуються міжосьова відстань , а також довжини: кривошипа , куліси , шатуна , м.

Рис.10

Результати розрахунків за залежностями завдання та за вище наведеними надані у наступній табл.1.

Таблиця 1. Результати розрахунків розмірів та інерційних характеристик механізму

Далі за вихідними даними визначаються інерційні характеристики. Їх значення наведені також у табл. 1, а розрахункові формули надані у наступному вигляді.

Маси ланок, кг: куліса 3 ; шатун 4 ; повзун 5 .

Моменти інерції, кгм²: куліса 3 ; шатун 4 ; повзун 5 .

3. Визначення потужності та вибір електродвигуна

Частота обертання кривошипа , об/хв.

Корисна робота, затрачувана на подолання сил опору протягом одного повного оберту кривошипа, А_кор.=0,9Р_різ.Н+1,1Р_хН=Н(0,9+1,10,04) Р_різ =0,944Р_різН, Дж. Корисна потужність . ККД планетарного редуктора , де – передатне відношення редуктора, ^/ = _зп² – ККД зверненого механізму.

За величиною синхронної частоти обертання попередньо приймається значення номінальної частоти обертання . Приблизно розраховується передатне відношення передавального механізму . Оскільки до складу передавального механізму належать послідовно з’єднані редуктор і відкрита передача, передатне відношення планетарного редуктора визначається за формулою . З урахуванням відхилень 2% діапазон передатних відносин планетарного редуктора U =(0,98..…1,02) . Попередньо приймаємо з цього діапазону , за допомогою якого розраховується ККД планетарного редуктора. Повний ККД передавального механізму є добутком ККД планетарного редуктора і відкритої передачі, який можна дорівняти ККД зверненого механізму, . Таким чином, Після цього визначається необхідна потужність електродвигуна: . Результати виконаних розрахунків наведені у табл. 2.

Таблиця 2. Результати розрахунків до вибору двигуна

За каталогом вибирається асинхронний електродвигун 4АМ_____В3 з номінальною потужністю Р_ном, кВт і номінальною частотою обертання n_ном, об./хв., моментом інерції ротора I_р, кгм². Розраховане за цими даними передатне відношення редуктора знаходиться у межах діапазону передатних відносин.

За величиною корисної роботи знаходиться значення рушійного моменту на кривошипі , Нм. Його величина також наведена у табл. 2.