Дипломная работа: Проект централізованого технічного обслуговування маршрутних транспортних засобів на базі філії "ТЕМП-АВТО" відкритого акціонерного товариства "РІВНЕ-АВТО"
За критерій якості ПД приймався статичний крутний момент Мст
(Нм) загальмованого ПД.
Із графіків слідує, що точка, що відповідає максимальному значенню
Мст, визначається оптимальними значеннями конструктивних параметрів
ПД: Rc= 24 мм;  = 50 мм;
f2=1 см2; гн(1)= 40°; гк(1)=
100°; гн(2) = 175°. При цьому дотримані умови геометричної симетрії
реверсивного ПД:
гн(1)+ гк(3)=2р;
гк(1)+ гн(3)=2р;
гн(2)+ гк(2)=2р.
Найбільший вплив на Мст має кут початку центрального
вихлопу, довжина камери (ротора) і площа вихлопного вікна.
Для передачі обертання від високообертових роторів ПД до шпинделя
робочого органу використовуються понижуючі планетарні передачі типу 2К – Н (рис. 2.8).
Знайдемо формулу для розрахунку передаточного відношення даного
планетарного механізму, для цього скористаємось методом зупинки водила (методом
Вілліса). Планетарному механізму надається обертання з кутовою швидкістю,
рівною кутовій швидкості водила з протилежним знаком.
Відносний рух ланок при цьому залишається таким, яким він був до
зупинки водила. Таким чином, після надання всім ланкам кутової швидкості водила
з від’ємним знаком планетарна передача перетворюється в просту, зв’язок між кутовими
швидкостями якої можна легко знайти з допомогою відомих залежностей.
Складемо рівняння, що зв’язують кутові швидкості , основних ланок
планетарної передачі 2К-Н, де а, b і Н – це відповідні ланки 1, 3 і Н (в нашому
випадку  =0).
Нехай  – кутові
швидкості основних ланок a, b і Н. Після надання планетарному механізму
додаткового обертання з кутовою швидкістю водила з від’ємним знаком, тобто
після того, як додали до  величину
–  ланки будуть мати кутові
швидкості:
 ;  ;
При непорушному водилі зв’язок між кутовими швидкостями  і  такий самий, як між
абсолютними кутовими швидкостями в простій передачі, тобто:
Для планетарної передачі типу 2К-Н маємо:
 ,
і відповідно,
 .
Якщо, наприклад, відомо, що  ,
то з попередньо отриманої формули будемо мати:
 .
На основі цієї формули отримаємо:
 .
Число зубів коліс передачі вибирається таким чином, щоб
виконувались наступні умови:
– співосності Z1+ 2Z2= Z3;
– складання (Z1+ Z3)/C=ціле число;
– сусідства Z2+2<(Z1+ Z3)
sin (р/C),
де С – число сателітів.
В результаті спільного рішення даних рівнянь знаходять Z1,
Z2, Z3.
Рис. 2.8. Схема планетарної передачі типу 2К-Н
Передачі 2К-Н мають постійний момент на виході, добре забезпечують
реверс, мають мінімальну віброактивність. Оптимальний діапазон передаточних
відношень і1Н=2,7…8 при ККД 0,96…0,98 [1].
2.6 Розрахунок планетарної передачі
Спеціального методу розрахунку планетарних передач на міцність ще
нема. Розрахунок ведеться по тим самим методам, що і простих передач, але з
врахуванням особливостей планетарних передач.
На вихідному валу гайковерта потрібно мати момент, рівний 60Нм=6 , для затягування різьб
М10. Число обертів вихідного вала за хвилину  об/хв.
Термін експлуатації гайковерта – 2000 годин.
Гайковерт реверсивний, працює в постійному режимі.
1. Визначення передаточного числа і характеристики планетарного
ряду k. Приймемо число обертів пневмодвигуна рівне 1360 об/хв і визначимо
передаточне відношення планетарної передачі:  .
Виразимо передаточне відношення через величину  з основного рівняння кінематики:
 , але  ;
 ;
 .
2. Визначення коефіцієнта корисної дії.
 ;  ;
 .
Це видно і з виразу передаточного відношення  , де з збільшенням  збільшується  .Отже х= +1, тоді прийнявши
 ([3] с. 131),
отримаємо:  .
Це означає, що ККД планетарної передачі
вище ККД простої передачі з тим самим числом полюсів, хоча передаточне число
планетарної передачі на одиницю більше.
3. Визначення споживаної потужності:
4. Визначаємо число зубів коліс.
а) Розглядаємо менше зубчасте колесо.
З умови співосності:
 маємо  , поділивши на  отримаємо:  .
Якщо k>3, як в нашому випадку, то меншим колесом буде сонячне.
б) Число зубів сонячного колеса визначимо з умов складання:
 ;  ,
де С – число сателітів.
При будь-якому числі  , що
кратне 5, отримаємо ціле число зубів, але це число не повинно бути менше
мінімального числа зубів по умовах непідрізання і бути недопустимо більшим по
умовам виготовлення і збереження мінімальних габаритів. Крім того, це число
повинно забезпечувати ціле число зубів сателітів, яке отримаємо з умов
співосності при незмінному значенні k.
Приймаючи послідовно значення  ,
рівні 30, 35, 40, 45, 50, отримаємо  рівне
18, 21, 24, 27, 30. Але числа зубів  рівні
21 і 27 не забезпечують цілого числа зубів сателітів:
 .
Таким чином, залишаються числа зубів сонячного колеса, рівні 18,
24, 30, 36, 42.
в) Числа зубів на інших колесах:
 72 (96, 120, 144, 168);
 27 (36, 45, 54, 63).
5. Визначення моментів.
а) Момент на ведучому валу:
 .
б) Момент на веденому валу:
 .
в) Момент на епіциклічному колесі:
 , або
 .
Далі потрібно визначити найбільш навантажений полюс, але для
розглядуваної схеми, коли зусилля в полюсах рівні, зрозуміло, що при однакових
матеріалах в гірших умовах знаходиться сонячне колесо, так як число зубів його
менше, а число циклів навантажень більше. Хоча зуби сателітів в такій схемі
планетарного механізму працюють на згин з знакоперемінними навантаженнями
навіть при постійному напрямку обертання, так як в зачепленні з сонячним і
епіциклічним колесами зуб працює різними сторонами, але реверс гайковерта
згладжує цю особливість роботи сателітів.
6. Відносні числа обертів.
Сонячне колесо:
 об/хв.
Епіцикл:
 об/хв.
Сателіт:
 об/хв.
7. Визначення міжосьової відстані коліс.
Міжосьова відстань коліс планетарної передачі визначається з умови
витривалості по контактним напругам при зупиненому водилі, тобто так само, як і
для простої передачі.
Ця відстань може бути визначена в залежності від обертового
зусилля, крутного моменту, або потужності.
Вихідною являється формула Герца-Бєляєва:
 ,
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 23, 24, 25, 26, 27, 28 |
