Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ существующих видов зубчатых передач, цели и задачи исследования 11
1.1 Эвольвентное зацепление 13
1.2 Зацепление Новикова 21
1.3 Торцевые передачи 22
1.3.1 Торцевые шариковые и роликовые передачи 22
1.3.2 Торцевая зубчатая передача с циклоидальным профилем 28
1.3.3 Торцевая зубчатая передача с зацеплением по «улиткам Паскаля» 31
Выводы по разделу 32
2 Торцевая зубчатая передача с зацеплением по «улиткам Паскаля» 34
2.1 Определение геометрических параметров торцевой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля» 34
2.2 Определение контактных напряжении в торцевой передаче с зацеплением по «улиткам Паскаля» 42
2.3 Теоретические исследования торцевого зацепления 48
2.4 Пример расчета торцевой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля» ..56
Выводы по разделу 60
3 Определение модуля торцевой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля» 61
3.1 Определение момента сопротивления торцевого сечения ножки зуба шестерни 61
3.2 Проектирование торцевых зубчатых передач по допускаемым напряжениям изгиба 67
Выводы по разделу 69
4 Определение теоретического коэффициента полезного действия .69
4.1. Относительная скорость скольжения точки контакта 69
4.2 Теоретический мгновенный КПД торцевой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля» 77
Выводы по разделу 79
5 Экспериментальные исследования торцевой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля» 79
5.1. Задачи исследования 79
5.2 Объект исследования 80
5.3 Экспериментальный стенд и измерительная аппаратура 82
5-4 Основные результаты экспериментальных исследований 86
5.5 Испытание лебедки с торцевой зубчатой передачей по напряжениям изгиба 88
5.6 Сравнительный анализ методов изготовления колес с торцевыми зубьями зацепления по «улиткам Паскаля» 92
Выводы по разделу 93
Основные результаты и выводы 94
Литература 96
- Торцевая зубчатая передача с циклоидальным профилем
- Определение контактных напряжении в торцевой передаче с зацеплением по «улиткам Паскаля»
- Проектирование торцевых зубчатых передач по допускаемым напряжениям изгиба
- Теоретический мгновенный КПД торцевой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля»
Введение к работе
Актуальность. Зубчатые передачи являются ОСНОВНЫМ механизмом преобразования движения и передачи крутящего момента к исполнительному звену, В настоящее время известно большое количество видов зубчатых зацеплении с различной формой профиля зубьев, геометрией ті расположением зубьев.
Одним из актуальных вопросов является повышение нагрузочной способности зубчатых передач, уменьшение их масеогабаришых показателей и увеличение коэффициента полезного действия. В результате анализа литературных источников по различным видам зубчатых передач было обнаружено, что исходя из предварительных исследований торцевая зубчатая передача, предложенная
Л. И, Нечаевым (Л.с. 506714), может воспринимать нагрузки более значительные, чем другие виды зубчатых передач при тех же габаритных размерах, а также способна работать в абразивной среде без заклинивания /1-3/.
В работах /1-17/ Л. 11 Нечаевым решешл задачи по созданию алгоритмов для расчетов контактных напряжений п напряжений изгиба, формирования сопряженных поверхностен зубьев, а также уделено большое внимание вопросам технологии изготовления передач. Однако некоторые геометрические и силовые расчеты основаны на приближенных теоретических зависимостях. В частности при разработке алгоритмов для определения контактных напряжений и напряжений изгиба сделан ряд допущений, которые приводят к чрезмерному запасу изгнбной прочности, увеличению весогабаритных параметров, повышенному износу рабочих поверхностей, уменьшению КПД /1, 2/. Следовательно, существует ряд нерешенных вопросов связанных с созданием методики проектирования торцевых зубчатых передач с зацеплением по «улиткам Паскаля», способных конкурировать
с эвопьвеитными, имея при этом более высокую нагрузочную способность, меньшие габариты и возможность работать в условиях, когда работа эвольвептных передач вообще невозможна.
Целью работы является разработка методики геометрического
и прочностного расчетов торцевых передач с зацеплением по «улиткам Паскаля».
Основными зи/шчимп исследовании является определение:
- радиуса кривизны поверхности торцового зуба шестерни в произвольном положении точки контакта на активной линии зацепления в зависимости от геометрических параметров и кинематических характеристик;
- контактных напряжений на поверхности торцевых зубьев шестерни;
- геометрических параметров зубчатой пары (колесо-шестерня) в зависимости от передаваемых крутящих моментов и кинематических характеристик;
- напряжений изгиба в опасном сечении зубьев шестерни;
- КПД передачи в зависимости от геометрических и кинематических параметров;
- возможностей изготовления торцевого зубчатого зацепления по «улиткам Паскаля» стандартным режущим инструментом на современном оборудовании; экспериментальных характеристик механизмов с торцевой зубчатой передачей спроектированной и изготовленной с учетом выполненных теоретических исследований. Паучиин новизна и положения, иыпоснмые на защиту
1. Разработана методика проектирования торцевых зубчатых передач с зацеплением по «улиткам Паскаля» учитывающая, переменный радиус кривизны профиля поверхности торцевого зуба шестерни в произвольной
точке контакта на активной линии зацепления, позволяющая определять контактные напряжения в любом месте контактирующей поверхности зуба шестерни с зубом колеса.
2. Установлена аналитическая зависимость радиуса кривизны поверхности торцопого зуба шестерни в произвольном положении точки контакта на активной линии зацепления от геометрических параметров и кинематических характеристик, что позволяет проводить анализ их влияния на эксплуатационные и массогабаритные параметры создаваемых передач.
3. Определена связь геометрических параметров в торцевых зуочаплх передачах (колесо-шестерня) в зависимости от передаваемого крутящего момента, передаточного отношения и кинематических характеристик, что позволяет производить проектные расчеты по требуемым эксплуатационным параметрам,
4. Получена формула для определения КПД, учитывающая геометрические размеры, передаточное отношение, угол зацепления, угол конусности, радиус кривизны рабочей поверхности торцевого зуоа шестерни и коэффициент трения скольжения между контактирующими поверхностями зубьев колеса и шестерни, что позволяет производить оценку функциональных показаіелеП, торцевой зубчатой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля» как в фиксированный момент времени, так и интегральное его значение.
5. Экспериментально показано, что КПД торцевой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля», спроектированной и изготовленной по разработанной методике, составил 0.96 и зависит от передаточного отношения.
6. Предложена технология изготовления шестерни и колеса торцевой зубчатой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля», в основе которой лежит метод получения профиля зубьев шестерни в виде эквидистаиты траектории движения оси вращения инструмента.
Практическая значимость работы заключается в том, что разработанная методика позволяет проектировать механизмы п приводы на основе торцевых передач имеющих повышенную нагрузочную способность и более высокие эксплуатационные характеристики при работе и экстремальных условиях по сравнению с эиольвентными и другими видами зубчатых передач.
Достоверность результатов подтверждается хорошим совпадением теоретических и экспериментальных результатов, использованием современных методов вычислений, а также фундаментальными положениями теории зубчатых зацеплений и дифференциальной геометрии поверхностей построенных на кривых второго и четвертого порядков.
Лпробацшь Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались: на международной конференции «Проблемы механики современных машин» (г. Улан-Удэ, 2000); на научно-технических семинарах КГТУ. По материалам диссертации опубликовано 5 работ.
Реализация результатов исследовании. По результатам исследований спроектированы и изготовлены экспериментальные редуктор и ручная лебедка на осноне передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля».
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех разделов, основных выводов и списка литературы. Основной текст содержит 100 страниц, включающих, 39 рисунков, одну таблицу п список литературы 110 наименовании.
Торцевая зубчатая передача с циклоидальным профилем
Вместе с тем сложность профильных поверхностей, даже если одна из них простейшая - эксцентрик, а также наличие большого количества (больше половины) не участвующих в работе шаров, приводящее к уменьшению нагрузочной способности передачи, значительно снижают, а иногда сводят на нет указанные выше достоинства.
Планетарные передачи с пространственными дорожками для сателлитов выполняются, как правило, с шариковыми сателлитами и цилиндрическими обоймами. Их появление в нашей стране связано с именем В, В. Воробьева, предложившего еще в 1964 г. свою шаровинтовую передачу. Шаровинтовая передача содержит три коаксиальные обоймы, крайние из которых па поверхностях, обращенных к средней обойме, снабжены винтовыми пространственными дорожками для шаровых сателлитов, размещенных в прорезях промежуточной обоймы. Беговая дорожка одной из обойм помимо своей рабочей части имеет участок возврата шаров в исходное положение. Этот участок выполнен по винтовой линии, наклоненной в другую сторону, и имеет глубину, обеспечивающую выход шаров из зацепления с другой крайней обоймой. При вращении одной (например, внутренней) обоймы и торможении другой (наружной) шары-сателлиты, выполняя планетарное движение, увлекают за собой третью обойму. Передаточное отношение такой передачи определяется соотношением между шагами винтовых дорожек или между углами их подъема.
Шаровинтовая передача Воробьева, а также многие шариковые механизмы для приборостроения по простоте конструктивного решения превосходили существовавшие за рубежом аналогичные передачи. В 70-80-х годах появился ряд новых передач с пространственными дорожками для шариков и каналами для их возврата в исходное положение /73/. Широкие исследования таких передач были проведены В. IL Стрельниковым.
Рассматриваемые планетарные передачи с пространственными дорожками и каналами возврата имели существенный недостаток: сателлиты в процессе своего возврата в исходное положение не передавали нагрузки. Исключить этот недостаток удалось, благодаря изобретению гражданина Болгарин В, К. Кирова, предложившего в 1968 г. планетарный шариковый редуктор, в котором пространственные беговые дорожки для шариков выполнены зигзагообразными симметрично прорезям сепаратора- Данное изобретение явилось новым толчком для дальнейшего развития таких передач /75/. Благодаря ему появляется ряд передач, реализующих идею зигзагообразных (периодических) дорожек постоянной глубины, замкнутых в пространстве (на цилиндре, на конусе, на сфере) и очерченных винтовыми линиями или синусоидами. Геометрия и кинематика цилиндрических передач с синусоидальными дорожками подробно рассмотрена М. Леманом (ФРГ) /71/, а наиболее полно такие передачи исследованы 1\ М. Игнатишевым /72А
Планетарные передачи с плоскими дорожками для сателлитов содержат звенья, выполненные в виде дисков, крайние из которых на торцовых поверхностях, обращенных к промежуточному диску, несут беговые дорожки для сателлитов. В этой связи такие передачи часто называются торцовыми, Несмотря на спою очевидную простоту, торцовые передачи появились позже цилиндрических. Эти передачи /75/, снабжались каналами возврата шаров в исходное положение и вначале выполнялись с дорожками в виде спиралей Архимеда. С начала 80-х годов планетарные торцовые передачи выполняются с замкнутыми дорожками или в виде синусоид, или в виде смешенной окружности и сопряженной с нам периодической кривой соответствующей тгой окружности, или в виде других линий образующих замкнутые периодические кривые (рисунок ЬУ-) /74/,
Шариковая планетарная передача представленная па рисунке L9 ра-фшютапа в Могилевском машштоетромте.іьном институте -о?, 60; , используется в приводах различных машин и механизмов в качестве редуцирующей) устройства- К ее достоинствам можно отнести: большой диапазон передаточных отношений (от единил до 30 - 40 в одной ступени и до тысяч при многоступенчатом исполнении); самоторможение и возможность реверсивной роботы; соосности валов: малые габариты. низкая металлоемкость, возможность иметь несколько нсломых ТВЄИЬСІІ; высокая плавность в работе, низкий уровень шума; высокая ішіруточная способность, додювечностъ, несложность изготовления и ремонта: высокий КПД. Установка ведущего диска па подшипнике приводит почти к полному устранению скольжения сателлитов по беговой дорожке и повышению КПД,
Анализ принципов работы рассмотренных передач показывает, что общим для всех типов этих передач является наличие тел качения -шариков или роликов. Однако передачи с промежуточными телами по ссоси кинематике и характеру работы тел качения отличаются от друїпх типов шариковых и роликовых передач. Если проследить за работой отдельного тела качения в любой такой передаче — для валов с параллельными, пересекающимися или скрещивающимися осями, то можно заметить характерную особенность: любое тело качения лишь периодически входит в зацепление, после чего имеет холостой ход. Следовательно, его работа, если оставить без внимания форму и возможность вращения, ничем не отличается от работы отдельного зуба в зубчатых передачах
Таким образом, нужно отметить, что шариковые передачи: - сложны п изготовлении и требовательны к наличию и качеству смазки, что ограничивает их применение в открытых передачах. их конструкция предполагает обязательное наличие нажимного устройства, которое определяет стабильность передаточного отношения, что приводит к усложнению конструкции передачи, - сложность профильных поверхностей, а также большого количества не участвующих в работе шаров, приводящее к уменьшению нагрузочной способности передачи.
Определение контактных напряжении в торцевой передаче с зацеплением по «улиткам Паскаля»
В соответствии с изложенным выше, становится необходимым определение зависимости величины контактных напряжений от величины коэффициента торцевой высоты зубьев шестерни или непосредственно от размеров зубьев шестерни в осевом направлении. Подсіавив в формулу (2.30) следующие значения: ЕП=2ЛЛ05 МПа, ы=4, а=10, (3=30, /С, =0.54, А //г=1, при сі] = 60 - 100 мм, а также заменив, переменную hi выражением (235), получим значения контактных напряжений для указанных диаметров шестерни при изменении величины коэффициента торцевой высоты зубьев.
Из графиков представленных на рисунке 2.1 1 видно, что при увеличении коэффициента торцевой высоты зуба величина контактных напряжений уменьшается, т. к. при увеличении коэффициента увеличивается размер зуба в осевом направлении, при этом увеличивается длина линии контакта, что способствует увеличению пятна контакта, а это в свою очередь приводит к снижению контактных напряжений. С помощью графиков представленных на рисунке 2,1 1, можно изменять как осевые размеры передачи, так и радиальные.
Например, при необходимости определить минимальный диаметр шестерни при заданной величине допустимых контактных напряжений по графику (рисунок 2.11). можно проведя горизонтальную линию до пересечения с линией соответствующей минимальному значению d\. Затем, опустив из точки пересечения перпендикуляр Г1а ось ординат, определяем минимально необходимую величину коэффициента торцевой высоты зуба, после чего можно определить высоту зуба в торцевом направлении, подставив найденный коэффициент торцевой высоты в формулу (2,35),
Другой случай, необходимо определить величину контактных напряжений для заданных размеров шестерни d\ и ht. При помощи формулы (235) определим коэффициент торцевой высоты зуба шестерни, затем находим на оси абсцисс полученное значение и проводим вертикальную линию до пересечения с кривой соответствующей заданному диаметру шестерни. Величина контактных напряжений будет находиться напротив точки пересечения на оси ординат.
Анализируя рассмотренные выше графики и выводы, видим, что па величину контактных напряжений в исследуемой передаче влияют. в той или иной мере, все рассмотренные компоненты выражения (230). Однако наиболее сильно на величину контактных напряжений влияют такие параметры как момент Г2, приложенный к ведомому колесу, диаметр шестерни d{, коэффициент торцевой высоты у , , и угол зацепления а для небольших диаметров.
Из графикой представленных на рисунке 2Л 1 видно, что на величину контактных напряжений зубчатого зацепления оказывает влияние длина контактной линии сопрягаемых поверхностей зубьев, которая в расчетных формулах: для определения делительного диамеїра шестерни, учитывается через коэффициент ширины \\jfl(i. Однако при расчете передачи из условия прочности по допускаемым конгактным напряжениям определяют межосевое расстояние (2,34). откуда, затем определяют габаритные размеры передачи. В связи с этим, становится необходимым изучить влияние коэффициента торцевой высоты зуба \\fjta на величину межосеного расстояния передачи. Подставив в выражение (2.34) данные произведем ряд расчетов, результаты которых представлены в виде графиков на рисунке 2 Л 2, В расчетах использовались следующие данные: Е -ІЛЛО Из рисунка 2.12 видно, что коэффициент торцевой высоты т/ба оказывает довольно сильное влияние на межосевое расстояние шестерни колеса. Например, при увеличении коэффициента торцевой высоты с 0-1 до 0-2 при действующем моменте на колесе 500 Н-.и ведет к уменьшению межосевого расстояния со 100 ли? до 78 АШ, что в свою очередь приводит к уменьшению радиальных размеров колес, но при этом также как и для коэффициента \\fh{f увеличивается размер передачи в осевом направлении, т.е. увеличивается ширина передачи. Подводя итог, можно сказать, что действие коэффициентов \уы! и у/у, на габаритные размеры передачи одинаково. И описанный метод определения параметров передачи по приведенным на рисунке 2.9 графикам подходит и для определения параметров передачи по графикам представленных на рисунке 2.12. момента на колесе и передаточного отношения
В соответствии с выше сказанным необходимо отметить и тот факт, что на габарити ые размеры передачи также влияет и передаточное число передачи. Из графиков приведенных на рисунке 2.12 видно, что при увеличении момента на ведомом колесе, межосевое расстояние в передачах с маленькими передаточными числами растет быстрее (передача с и=2)у чем в передачах с большими передаточными числами
Проектирование торцевых зубчатых передач по допускаемым напряжениям изгиба
Исходя из выше изложенного, при проведении эксперимента динамометр должен показывать значение равное 33 кІІ, В этом случае усилие в тросе составит 1000 кг пли 10 KIL 1 Проверить надежность крепления лебедки, концов троса в барабане и рычаге, а также стержней. 2. По показаниям динамометра при помощи рукоятки 7 установить нагрузку в тросе 2 равную 1 А7/. 3. Проверить наличие самоторможения, 4. Повышать нагрузку до 3.4 кІІ 5. При достижении расчетной нагрузки, продолжать нагружать лебедку до разрушения зубьев. Проведенные эксперименты показали, что тяговое усилие на барабане превысило расчетное в 1.4 раза. На торцевых зубьях колес и шестерен, как первой, так и второй ступеней не было обнаружено никаких пластических деформаций и изломов. При дальнейшем повышении нагрузки появлялись изгибные деформации валов, и происходил обрыв троса. При нагрузке составляющей более 70% от расчетной редуктор лебедки начинал работать в режиме мультипликатора, 5.6 Сравнительный анализ .методов изготовлении колес с торцевыми зубьями зацеплении по «улиткам Паскали» В процессе изготовления торцевой зубчатой передачи с зацеплением по «уликам Паскаля», наиболее сложным является нарезание зубьев шестерни- Сложность нарезания зубьев на торце детали заключается в том, что профиль зубьев не эпольпентнып, и расположены они на торце цилиндра, а не на боковой его поверхности. Само расположение зубьев на торце цилиндра является препятствием для инструмента, работающего на проход по методу обкатки. Изготовление шестерни методом копирования, также, невозможно из-за расположения зубьев в торцевой плоскости, В связи с этим А. И, Нечаевым было разработано устройство /13/, позволяющее нарезать зубья шестерни, которое может быть применено на вертикально- или горизонтально-фрезерных станках для поэтапной операционной обработки. Было предложено использовать инструмент с прямолинейным профилем (только для плоского зацепления), дисковую и пальцевую фрезы. Однако, такой способ нарезания зубьев шестерни был, приемлем для 70- - 80- г.г. Современный уровень развития техники и технологий позволяет нарезать такие шестерни на станках с ЧПУ, а разрабатывать с применением САМ, CAD, САЕ систем типа SIMATRON, PROENGINEER, T-FLEX п др. Эти системы позволяют не только конструировать детали, узлы и машины, но и проводить расчеты па прочность, жесткость, а также писать управляющие программы для станков с ЧПУ, проверять правильность обработки и соответственно управляющей программы im экране монитора. Все это повышает не только производительность и точность изготовления, существенно сокращает время проектирования изделий, но и позволяет избежать многих ошибок на стадии проектирования. Предлагается нарезать зубья шестерни на станках с Ч1ІУ, для этою была спроектирована передача с использованием разработанной методики, проведен расчет координат точек профиля зубьев шестерни с использованием формулы 2.18 и траектории движения инструмента по эквидистапте. Затем была написана управляющая программа для станка (см. приложение) и изготовлена шестерня с четырьмя зубьями для одноступенчатого редуктора с передаточным отношением равным 6 представленного на рисунке 5.2. При изготовлении шестерни использовался обрабатывающий центр с вертикальным расположением шпинделя модель 2254ВМФ4 и режущий инструмент- конические пальцевые фрезы ГОСТ 18151-72 (рисунок 5.11), 1. Экспериментальные исследования КПД редуктора на базе торцевой зубчатой передачи показали, что существенное повышение КТІД в основном было достигнуто за счет точности изготовления формы зубьев. 2. Исследования ігзпібноіі выносливости зубьев показали, что передача, рассчитанная по предлагаемой методике, выдерживает заданную нагрузку, что доказывает правильность полученных теоретических зависимостей. Основные результаты и выводы Разработана методика проектирования торцевых зубчатых передач с зацеплением по «улиткам Паскаля» учитывающая переменный радиус положении точки контакта на активной линии зацепления. Показано, что радиус кривизны поверхности зуба шестерни изменяется в торцевом направлении. Получена зависимость, определяющая текущим радиус кривизны поверхности зуба шестерни для любой точки сечения профиля, Мз данной зависимости можно получить, как частные случаи, выражения для определения формы и площади любого сечения, а также радиуса кривизны ліпшії сто образующих п зависимости от положения по высоте зуба шестерни. 2. Получены зависимости для определения геометрических параметров торцевой зубчатой передачи (колесо-шестерня) как функция от передаваемого крутящего момента, передаточного отношения її кинематических параметров. Установлено, что величины контактных напряжений на поверхности зубьев шестерни в торцевой зубчатой передаче с зацеплением но «улиткам Паскаля» в 1.5-2 раза меньше по сравнению с контактными напряжениями зубчатой передачи с эвольвептным зацеплением при одних и тех же передаваемых крутящих моментах. Установлено, что габаритные размеры, а соответственно и масса торцевой зубчатой передачи в 1.5-2.5 раза меньше, чем у эвольвентных зубчатых передач для одних и тех же кинематических и силовых параметров.
Теоретический мгновенный КПД торцевой передачи с зацеплением по «улиткам Паскаля»
Экспериментальные исследования КПД торцеиой передачи с зацеплением по «улиткам Паскалях проводились на сгепде ДЕ ПА. Данные снимались с проволочных теи кшетрических датчиков на бумажной основе наклеенные на упругие пластины 15, 16 (рисунок 5 ь Снимаемые, с тензодатчика в, сигналы регистрировались шггакапальпым самописцем марки М338-4ГІ С целью проверки адекватности полученных результатов, контроль перемещений упру гик пластин проігтодипся по показаниям индикаторов часового типа марки И11 с ценой деления 0.01 мм 7,8. Перевод показаний осуществлялся по тарировочиым графикам.
Установка ДГІЗЛ показанная па рисунке 5.3, состоит из литого металлического основания 1, на котором, смонтированы узлы электродвигателя, испытуемого редуктора и нагрузочного устройства.
Узел электродвигателя смонтирован на литом кронштейне 13, в котором установлен статор электродвигателя 2 в двух шарикоподшипниковых опорах (балансирная установка двигателя). Ротор соединен с входным валом редуктора 5 посредством упругой муфты 4. На левой стороне кронштейна закреплен тахометр, измеряющий частоту вращения ротора электродвигателя. В передней части кронштейна смонтировано измерительное устройство, состоящее из плоской пружины 15, индикатора 7 и планки крепления. Это устройство воспринимает и измеряет реактивный момент электродвигателя. Испытуемый редуктор 5 состоит из пары колес с торцевыми зубьями, которые находятся в зацеплении. Выходной вал редуктора соединен с валом нагрузочного устройства муфтой. Верхняя часть корпуса редуктора имеет легкосъемную часть из органического стекла. Смазка зацепления и подшипников консистентная марки ЛИТОЛ 24. Нагрузочное устройство, имитирующее рабочую нагрузку редуктора, представляет собой магнитный порошковый тормоз 6. При подаче тока в обмотку электромагнитная смесь, заполняющая внутреннюю полость тормоза, оказывает сопротивление вращению ротора, т.е. создает момент на выходном валу редуктора, одновременно поворачивая статор, находящийся в подвижных опорах 14, который деформирует тензобалку 16, связанную с индикатором 8. На лицевой стороне основания 1 установлена панель управления, на которой расположены тумблеры включения питания электродвигателя 9 и тормозного устройства 10, предохранители, сигнальная лампа и потенциометры регулирования частоты вращения ротора электродвигателя 11 и величин тормозного момента 12. Тарировка измерительных устройств и тензодатчпков стенда проводилась в два этапа, С начала совместно тарировались тензодатчик установленный на упругой пластине и индикатор часового типа, расположенные на кронштейне балансирной установки электродвигателя, а затем - на электромагнитном тормозе. Экспериментальные исследования проводились в следующей поел с до вате л ы юсти: Перед проведением эксперимента осуществлялся визуальный контроль измерительных приборов, исправности электропроводки, работоспособности электродвигателя и электромагнитного тормоза, положения выключателем (положение выкл.) и рукояток реостатов (положение 0). Включить установку в электрическую сеть, затем выключателем 9 подать питание на реостат управлении частотой вращения электродвигателя. При помощи рукоятки 11 устанавливаем частоту вращения вала электродвигателя равную 500 мин1. С целью исключения влияния случайных факторов на результат экспериментальных исследовании установка должна прораоотать в режиме холостого хода не менее 2 часов- После чего выключателем 10 подать питание на реостат электромагнитного тормоза. Рукояткой 12 установить минимальный момент и выждать 10 мин. Определение зависимости КПД торцевой зубчатой передачи от нагрузочного момента. 1 Установить потенциометром 11 частоту вращения ротора электродвигателя \000лшн \ 2. Совместить нулевую отметку со стрелкой на каждом индикаторе. 3. Включить тумблер 10 тормоза. 4. Потенциометром 12 установить тормозной момент соответствующий 50 делениям индикатора. 5. Потенциометром 11 скорректировать частоту вращения ротора электродвигателя (установить частоту- вращения 1000 ли///"1). 6. Записать показания индикатора 7 в таблицу. 7- По индикатору 7 увеличить нагрузку на 25 делений (ступенчато) до 500 включительно- Па каждой ступени выполнить пункты 1.5 и 1.6 8, Вычислить КПД и записать в таблицу.
