Обзор передач механизма

Читайте также:

2.1.1. Ременная передача [ 2, 383]

Ременная передача - механизм для передачи вращения посредством фрикционного взаимодействия замкнутой гибкой связи с жесткими звеньями.

Гибкую связь 2 (рис 9. а) в ременной передаче называют приводным ремнем, а жесткие звенья 1 и 3 - шкивами.

С помощью ременной передачей достигается высокая плавность работы. Ременная передача пробуксовывает при перегрузках, характеризуется обязательным относительным скольжением звеньев. Используют ременную передачу в приводах мощностью до 50 кВт при скоростях ремня до 30 м/с

Передаточное число и - отношение диаметров большего и меньшего шкивов. Обычно принимают и < 4, но встречаются ременные передачи с и = 10. Передаточное отношение i = и (1 + R), где R - коэффициент, учитывающий относительное скольжение. Обычно R= 0,01 -0,02.

Рис. 3. Ременная передача.

а – плоскоременная, б – клиноременная, в – поликлиновой ремень, г – зубчатый ремень, д – график зависимости характеризующий степень загрузки ременной передачи.

В зависимости от сечения ремня различают плоскоременные, круглоременные, клиноременные передачи. Последние в настоящее время наиболее распространены, так как обладают более высокой несущей способностью. Применяют, как правило, несколько параллельно расположенных ремней (рис 3. а). В передачах со шкивами малых диаметров используют клиновой ремень с гофрами на внутренней поверхности (рис 3. б). Применяют также поликлиновой ремень (рис 3. в) и зубчатый ремень (рис 3. г).

В ременной передаче обязательно обеспечивают начальное натяжение ремня перемещением осей шкивов или с помощью натяжного ролика. При передаче вращающего момента сумма натяжений в ветвях ремня F₁ и F₂ практически остается неизменной.

Отношение окружного усилия на шкиве F к F1 + F2 называют коэффициентом тяги γ. Величина γ характеризует степень загрузки ременной передаче (рис 3. д). Чем выше γ, тем больше R. После предельного значения γ, скольжение резко возрастает и далее начинается буксование. КПД зависит от величины γ и достигает максимума при γ = γ_к. Обычно γ_к 0,45 - 0,6.

2.1.2. Мальтийский механизм[1]

Мальтийские механизмы применяются в оборудовании электровакуумного производства для осуществления круговых периодических движений.

Мальтийские механизмы имеют относительно простую конструкцию, компактны и надежны в работе и обеспечивают достаточную быстроту поворота. Недостатки мальтийских механизмов: непостоянство скорости креста и связанных с ним деталей, большие пики кривой ускорения (особенно при малом числе пазов креста), что вызывает удары в начале и конце поворота, а также большие инерционные нагрузки при большой скорости поворота или больших моментах инерции, необходимость точного изготовления и сборки.

Несмотря на отмеченные недостатки, мальтийские механизмы все же получили достаточно широкое применение, так как с помощью их можно производить поворот в очень короткое время на большой угол.

Различают мальтийские механизмы:

1) Нормальные (правильные) мальтийские механизмы – совершают поворот мальтийского креста на равные доли оборота с постоянной продолжительностью периодов покоя и движения. Кривошип вращается непрерывно с постоянной угловой скоростью.

2) В зависимости от количества позиций (пазов, прорезей) мальтийского креста.

Составные части мальтийских механизмов:

1) Мальтийский крест. Различают части: паз (прорезь), вырез.

2) Кривошип (поводок).

3) Палец (цевка).

а)	б)	в)
г)	д)	е)
ж)	з)	и)
к)	л)

Рис. 4. Примеры мальтийских механизмов.

а – без фиксации останова; 1 – мальтийский крест; 2 – кривошип (поводок); 3 – палец (цевка); б – с фиксацией останова; 1 – вал кривошипа; 2 – кривошип; 3 – палец; 4 – мальтийский крест; в – с фиксацией останова с одинаковым временем останова и движения; 1 – мальтийский крест; 2 – кривошип; 3 – палец; г – внутреннего зацепления с фиксацией останова; 1 – мальтийский крест; 2 – кривошип; д – с фиксацией останова с различным временем останова; 1 – кривошип; 2 – палец; е – с фиксацией останова с различным временем движения; 1 – кривошип; 2 – мальтийский крест; ж – с нерадиальными пазами с фиксацией останова (для более плавного движения); 1 – кривошип; 2 – палец; 3 – мальтийский крест;

з – с нерадиальными пазами с механизмом фиксации останова

(абсолютно плавное движение – в указанном направлении вращения);

1 – кривошип; 2 – кулачок; 3, 4, 5 – рычаги; 6 – ролик стопорного механизма; и – четырехкрестовый с фиксацией останова (один крест поворачивается, а остальные стоят); 1 – кривошип; 2 – мальтийские кресты;

к – пространственный (сферический) с фиксацией останова;

1 – кривошип; 2 – мальтийский крест; 3 – ведомый вал; а – палец;

b – паз креста; e – вырез креста; d – фиксатор кривошипа

2.2. Кинематический расчет[1]

1) Определение мощности Р_вых (Вт), передаваемой выходным звеном механизма.

При вращательном движении выходного звена:

(1) (2)

где М _c_max- наибольший суммарный момент сопротивления, Н∙мм;

w_вых – угловая скорость выходного звена, рад/с;

n_вых – частота вращения выходного звена, мин^-1.

Для мальтийского механизма:

,	(3)
,	(4)
,	(5)

где n_кар_max, n_кр_max – максимальные частоты вращения карусели и мальтийского креста, мин^-1;

a - половина угла поворота мальтийского креста (карусели), (для нормального мальтийского креста), рад;

n_к – частота вращения кривошипа мальтийского механизма, мин^-1;

z_п – число позиций карусели (число пазов мальтийского креста);

t_о – время останова мальтийского механизма (карусели), сек;

i_мальт– условное максимальное передаточное отношение мальтийского механизма (так как действует только во время движения карусели – движения мальтийского креста).

,
,
.

Наибольший суммарный момент сопротивления [2, стр. 153]:

,	(6) (7) (8) (9) (10)

где М _c_max- наибольший суммарный момент сопротивления, Н∙мм

М _дин_max – максимальное значение динамического момента, Н∙мм

М _ст – момент статический, Н∙мм

i_мальт – передаточное отношение мальтийского механизма,

q – удельное давление,

, макс. действительное ускорение карусели,

R_д – коэффициент динамичности,

j_z - момент инерции вращающихся частей.

2) Определение к. п. д. механизма h. При этом задаются ориентировочными рекомендуемыми значениями к. п. д. кинематических пар механизма, приведенными в справочной литературе. Для передачи винт-гайка к. п. д. вычисляется по выражению, приведеному в литературе по расчету этой передачи.

(11)

где h_i – к. п. д. i-ой кинематической пары механизма,

h_рем – к. п. д. ременной передачи,

h_ред - к. п. д. редуктора,

h_мальт - к. п. д. мальтийского механизма,

h_подш - к. п. д. подшипников,

h_кул- к. п. д. кулачков.

Примечание:

В задании кроме количества кулачков ничего не указано. Что бы учесть кулачки необходимо посчитать потери мощности на трение. Изучив особенности работы кулачков [3, стр. 186] выяснили что потеря на трение зависит от материала, толкателя кулачка, профиля кулачка и от усилия на толкателе (пружины). По заданию преподавателя: кулачок применяется для переключения микропереключателя, т. е. усилие пружины и усилие переключения микропереключателя минимальны. Таким образом момент сопротивления на кулачке понижения мощность определяется только трением между толкателем и кулачком. По заданию преподавателя трение можно учесть в виде потери к.п.д. для подшипников скольжения с полужидкостным трением (т.к. в подшипниках потери идут только на трение). Выбираем минимальный к. п. д.

3) Определение мощности, передаваемой входным звеном механизма Р_вх (то есть мощности двигателя механизма Р_др).

(12)

4) Определение минимальных i_mini и максимальных i_maxi передаточных отношений кинематических пар механизма. При этом задаются ориентировочными рекомендуемыми максимальными и минимальными значениями передаточных отношений, приведенными в справочной литературе.

i_min - i_max: ременная передача 2-4

редуктор 20-160

мальтийский механизм 2,86.

5) Определение минимального i_min и максимального i_max передаточных отношений механизма.

(13) ((14) (

6) Определение минимальная и максимальная частоты вращения входного звена

При вращательном движении выходного звена:

(15) (16)

где n_вх_min, n_вх_max – минимальная и максимальная частоты вращения входного звена, мин^-1.

7) Выбор двигателя механизма. Выбираем по каталогам двигателей (мощность и скорость движения).

(17)

При вращательном движении выходного звена:

(18)

где Р_дном - номинальная мощность двигателя, Вт;

l - коэффициент запаса (коэффициент перегрузки), учитывающий перегрузку двигателя в момент его пуска;

n_дном, – частота вращения двигателя механизма, соответственно мин^-1.

Для двигателей вращения принимают: в электронной промышленности l=1,15-1,25.

Выбираем электродвигатель 4А80А4У3 [4, стр. 296]:

Рис. 5. Асинхронный электродвигатель на лапах.

Технические характеристики 4А80А4У3:

ü Р=1,1 кВт,

ü n=1420 мин^-1,

ü Tmax/Tmin=2,2,

ü J=0,624 кг*м²,

ü Масса = 15,6кг,

ü Лапы:b₁₀=125, b₁₁=154, b₁₂=32, l₁₀=100, l₁₁=131, l₁₂=45, d₁₀=10, h₁₀=10(см. рис.5),

ü Фланец: d₂₀=165, d₂₅=130, d₂₄=200, d₂₂=12, Кол-во=4, α=45⁰, l₁₀=3,5, l₂₁=10 (см. рис.5),

ü Вал: d₁=22, l₁=50, l₃₁=50, b₁=6, h₁=6 (см. рис.5),

ü габариты: d₃₀=186, h₃₀=190, h₃₁=115, l₃₀=320 (см. рис.5).

8) Предварительная проверка двигателя на пусковую силовую нагрузку.

(19) (20)

где Т_дп – максимальный пусковой момент двигателя, Н×м;

Т_стат – статический момент механизма (потери на трение и Т_вых), Н×м; Т_дин – динамический момент механизма;

J_пр – приведенный к двигателю момент инерции механизма, Н×м;

e - ускорение при пуске двигателя (принимают максимальное), м/с² или угловое при вращении рад/с².

Ссылаясь на [5], мы не учитываем динамический момент т. к. двигатель расположен перпендикулярно оси вращения входного вала двигателя, что затруднительно. Поэтому проводят проверку только на статический момент. Ориентировочно статический момент задается следующим образом

При вращательном движении выходного звена для асинхронного электродвигателя:

(21) (22) (23) (24)

где f_п – коэффициент трения покоя;

f_дв – коэффициент трения движения; f_п=(1,5¸(2,5-4))×f_дв и более;

S_ном - номинальные скольжение двигателя;

n_п - частота вращения двигателя при перегрузке, мин^-1;

n_п_min – минимальная частота вращения двигателя при перегрузке, мин^-1.

Так как 2,027 < 2,2 то электродвигатель пригоден.

9) Определение передаточного отношения механизма.

При вращательном движении выходного звена:

(25)

где u – передаточное отношение механизма,

n_д – частота вращения двигателя,

n_вых – частота вращения выходного звена.

10) Определение передаточных отношений кинематических пар механизма (при сохранении передаточного отношения механизма).

u_{мальтийского мех-а}=2,86;

u_{редуктора}=100;

u_{ременной передачи}=2,02.

11) Определение параметров движения и силовых нагрузок кинематических звеньев. Для удобства полученные значения необходимо сводить в таблицу по кинематическим звеньев и парам.

(26) (27)

При вращательном движении выходного звена:

(28) (29) (30) (31)

где Т_дном – номинальный момент двигателя механизма, Н×м;

Т_i – момент, действующий на i-ое кинематическое звено, Н×м;

Р_i – мощность, передаваемая i-ом кинем-м звеном механизма, Вт;

n_дном – номинальные частота вращения двигателя механизма, мин^-1;

n_i – частота вращения i-го кинематического звена, мин^-1;

i_i – передаточное отношение i-ой кинематической пары.

Таблица 2

Кинематическая пара	Р, Вт	n,мин^-1	Т,Н*м
электродвигатель			7,4
ременная передача			15,297
редуктор	773,3		878,8
мальтийский механизм	734,6	2,44

12) Предварительные прочностные расчеты кинематических звеньев (валов, ходовых винтов, рычагов, зубчатых колес и т. д.). Проводят в порядке, начиная от выходного звена.

Диаметры валов и червяков определяют только из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях [t]:

(32)

где для вала [t]=(0,12¸0,18)×t_т;

t_т – предел текучести материала вала при кручении, МПа.

для тихоходных валов выбирают большие [t],

для быстроходных – меньшие [t],

Т_i – момент, действующий на i-ое кинематическое звено, Н×м,

d – диаметр вала, мм.

Вал кривошипа: (t_т = 480 МПа. Материал Ст 40Х)

Вал мальтийского креста: (t_т = 480 МПа. Материал Ст 40Х)

Предварительные прочностные расчеты кинематических звеньев являются завышенными. Следовательно необходимо конструктивно определять диаметры валов кривошипа и креста.

2.3. Расчет мальтийского механизма [2,c. 178]

Расчет проектируемого мальтийского механизма сводится к определению основных размеров элементов конструкции механизма и расчету на прочность.

Для выполнения расчета и проектирования мальтийского механизма необходимы следующие исходные данные (табл. 3):

A - расстояние между осями вращения кривошипа и креста;

z - число пазов креста;

t_п и t₀- время поворота и выстоя креста;

η - к.п.д. мальтийского механизма;

G - сила давления креста на вал;

J_кр- момент инерции креста.

Силу давления G и момент инерции J_крпринимают с учетом массы деталей, вращающихся вместе с крестом и приведенных на его валу.

Таблица 3

Наименование исходных данных	Значение
1. A – расстояние между осями вращения кривошипа и креста, мм
2. z – число пазов креста
3. t_п - время поворота, с	1,5
4. t₀– время выстоя креста, с
5. η – к.п.д. мальтийского механизма	0,95
6. G – сила давления креста на вал, H
7. J_кр- момент инерции креста, кг∙м²	105,7

Определение основных конструктивных размеров.

Рис. 6. Схема к определению основных размеров плоского мальтийского механизма с внешним зацеплением:

z число пазов креста; А - расстояние между осями вращения кривошипа и креста; S - расстояние от оси вращения креста до начала паза; l - длина паза креста; L - длина кривошипа; 2r_p- диаметр ролика кривошипа; d_K -диаметр вала кривошипа; d - диаметр вала креста; D - диаметр креста; с - размер фаски; 2β - угол рабочего поворота кривошипа; 2α - угол поворота креста; 2βо - угол холостого поворота кривошипа; γ - угол выемки фиксирующего диска

Для плоского мальтийского механизма с внешним зацеплением должны быть выдержаны следующие соотношения:

,	(33)
,	(34)

где L – длина кривошипа;

A - расстояние между осями вращения кривошипа и креста;

S – расстояние от оси вращения креста до начала паза;

α – половина угла поворота креста;

z – число пазов креста.

1. Длина кривошипа, мм:

	(35)
	(36)

мм.

2. Расстояние от оси вращения креста до начала паза, мм:

(37)

мм.

3. Диаметр ролика кривошипа, мм:

Рис.7. Схема к расчету оси ролика кривошипа на прочность.

Диаметр ролика кривошипа известен по заданию, поэтому проводим для него только расчет на прочность при изгибе и контактные напряжения.

Проводим расчет на прочность при кручении:

	(38)
	(39)
,	(40)
,	(41)
,	(42)

где - изгибающий момент, действующий на ось ролика кривошипа;

- допускаемое контактное напряжение при изгибе для материала ролика (для стали 20Х, цементированной и закаленной до твердости HRC 56-62, [σ_и] = 200 Н/мм²).

- максимальное усилие на ролике кривошипа,

2 - диаметр ролика кривошипа, 2 =16 мм,

а и b – безразмерные коэффициенты, зависящие от числа пазов креста z, а =1,35 b =0,422 [2, с.182, табл. 3.12],

- статический момент сопротивления, =72822 Н·мм,

- момент инерции, =105,7 кг/м²,

l₁ =12 мм,

- угловая скорость кривошипа или поводкового диска, постоянная во время поворота креста,

В – безразмерный коэффициент.

мм,

Н·мм,

Н,

рад/с.

Рабочую поверхность ролика кривошипа проверяем на контактные напряжения:

(43)

b₁ – толщина креста, b₁ =20 мм,

Е –модуль упругости, Е =2·10⁵ Н/мм²(для стали)[2, c. 183],

- допускаемое контактное напряжение, =440 Н·мм²(для стали ШХ15) [2, c. 183].

В задании материал ролика сталь 20Х, но с целью уменьшения габаритов мальтийского креста лучше взять сталь ШХ15, обладающей большей контактной прочностью.

4. Длина паза креста, мм: