Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Определение цели совершенствования приводов и задач ее реализации
1.1 Анализ тенденций совершенствования приводов в научно-конструкторских работах 12
1.2 Постановка цели и определение задач диссертации 38
Глава 2 Разработка схемзубчатых дифференциалов с точным прямолинейным движением без направляющей
2.1 Разработка условий синтеза механизма с заданным прямолинейным движением 40
2.2 Кинематический синтез механизма по условиям формирования прямолинейного движения точек на сателлите 43
Заключение по главе . 51
Глава 3 Теоретическое исследование параметров движения, новых схем замкнутых дифференциалов
3.1 Вывод уравнений прямолинейного движения точек сателлита с параметрами нарушения прямолинейности 53
3.2 Расчет и анализ кинематических параметров . 63
3.3 Расчет и анализ силовых и динамических параметров . 68
3.4 Исследование условий уравновешенности схем 80
Заключение по главе 86
Глава 4 Моделирование силовых механизмов проводов на основе предложенных дифференциалов
4.1 Проектирование моделей приводов по предложенным схемам 88
4.2 Разработка экспериментального комплекса и организация испытаний
4.2.1 Описание экспериментальной установки 94
4.2.2 Описание измерительного комплекса 95
4.2.3 Тарировка датчиков 98
4.2.4 Программа и особенности организации испытаний 100
4.3 Расчет параметров движения моделей
4.3.1 Расчет отклонений в движении модели №2 для оценки устойчивости прямолинейной траектории 101
4.3.2 Расчет кинематических параметров движения по теоретическим зависимостям и характеристикам привода 107
4.3.3 Расчет моментов на трех потенциальных приводных валах и КПД 106
4.4 Описание испытательного процесса и обработка результатов испытаний
4.4.1 Испытание модели №1 110
4.4.2 Испытание модели №2 113
4.4.3 Испытание модели №3 117
4.4.4 Испытание модели №4 118
4.4.5 Кинематические испытания моделей 121
4.4.5 Анализ результатов испытаний моделей 122 Заключение по главе 123
Глава 5 Разработка методики проектирования механизмов на ба-зе предложенных дифференциальных схем
5.1 Обоснование выбора исходных данных для проекта и базовой схемы . 124
5.2 Методика расчета чисел зубьев колес дифференциальной ступени и дифференциала 128
5.3 Рекомендации по расчету параметров замыкающей ступени 134
5.4 Рекомендации по силовому расчету элементов схемы 138
5.5 Рекомендации по способам уравновешивания механизма . 139
Заключение по главе 140
Глава 6 Проекты предложений по совершенствованию приводов на базе бесшатунных дифференциальных схем 141
Заключение по главе 161
Заключение . 163
Список использованных источников . 165
- Разработка условий синтеза механизма с заданным прямолинейным движением
- Вывод уравнений прямолинейного движения точек сателлита с параметрами нарушения прямолинейности
- Расчет отклонений в движении модели №2 для оценки устойчивости прямолинейной траектории
- Рекомендации по расчету параметров замыкающей ступени
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Приводы большинства автономных энергетических устройств обладают рядом существенных недостатков, таких, как значительные габариты и масса, повышенная виброактивность, не соответствие экологическим требованиям, низкая топливная экономичность, недостаточный ресурс. Существенные недостатки присущи также приводимым исполнительным механизмам, таким, как захваты, грейферы, компрессоры, прессы, насосы, толкатели и др.
Недостатки классических приводов менее выражены в конструкциях, где применены так называемые нетрадиционные конструктивные схемы или рабочие процессы. Это: роторные ДВС Ванкеля; двигатели Стирлинга; свободно-поршневые ДВС; бесшатунные крейцкопфные и планетарные приводы; зубчато-дифференциальные приводы.
В тех случаях, когда необходимо обеспечить предельно малые габариты привода, высокую топливную экономичность, управляемость рабочим процессом и соответствие современным экологическим требованиям, в схемах приводов возможно использовать зубчатые планетарные и дифференциальные механизмы. Кроме прочих, их достоинством является то, что они позволяют трансформировать вращательное движение своих звеньев в прямолинейное движение выходного звена. Однако созданные до настоящего времени конструкции таких приводов обладают недостаточной надежностью из-за того, что в них используется не обладающее достаточной жесткостью разрезное водило, а в части из них используются направляющие или крейцкопфы, что усложняет конструкцию, увеличивает габариты, массу и потери на трение.
В связи с этим тема работы, направленной на совершенствование приводов транс-портно-технологических машин за счет использования бесшатунных планетарных механизмов, для устранения недостатков которых автором выполнены теоретические разработки и предложены новые технические решения, является актуальной.
Степень ее разработанности
В современных научных публикациях представлены разработки американских, французских, отечественных конструкций двигателей, компрессоров и других агрегатов с нетрадиционными схемами, имеющие цель обеспечить предельно малые габариты, топливную экономичность, управляемость рабочим процессом и экологию на уровне «ЕВРО-5, 6», в том числе разработки МГТУ им. Баумана, МАДИ, а также ВолгГТУ по приводам с прямолинейным движением для шагающих систем. В некоторых из них основой разработки являются бесшатунные механизмы, апробированные в авиационном двигателестроении С.С. Баландиным. Примеры использования подобных схем можно увидеть не только в ДВС, но и в холодильной, грузоподъемной строительной технике и т.д. Они привлекательны потому, что отвечают многим описанным выше требованиям. Таким образом, это научное направление достаточно разработанное, кроме одной модификации механизмов, которая исследуется в данной диссертационной работе.
Цели и задачи. Цель данной работы является разработка новых схем зубчатых бесшатунных механизмов для совершенствования приводов транспортно-технологических машин.
Для достижения цели исследования были поставлены и решены такие задачи:
анализ принципа работы схемы бесшатунного планетарного механизма для
разработки схемы с прямолинейным движением без направляющей, воспроизводимом на кинематическом принципе;
разработка новой схемы зубчатого бесшатунного механизма с трансформацией
вращения в поступательное движение по выделенному принципу, но со свободными размерами звеньев;
математическое описание условий формирования траектории точки прямой в зависимости от отклонений в формирующей кинематике и уравнений параметров работы механизма при прямолинейном движении;
экспериментальная апробация функциональных возможностей нового механизма;
разработка методики расчета приводов на основе новых механизмов;
разработка концепций приводов для технологических машин.
Научная новизна работы:
предложены и научно обоснованы схемы новых бесшатунных зубчатых дифференциальных механизмов, реализующие прямолинейное движение без направляющей и шатуна для приводов машин;
установлены закономерности движения звеньев привода с новой схемой, что позволяет управлять траекторией движения выходного звена;
разработана конструкция не разрезного жесткого водила, позволяющая использовать эту конструкцию в приводах машин;
разработка методики расчета приводов с новыми механизмами; предложены варианты приводов машин на базе разработанных дифференциальных механизмов, имеющие новую нетрадиционную конструкцию и принцип работы.
Теоретическая и практическая значимость работы
Существенное теоретическое значение имеет предложенный автором метод синтеза новых схем планетарных замкнутых дифференциалов; созданная им математическая модель, позволяющая исследовать процессы движения звеньев этих механизмов и оценивать их работоспособность, а также новая методика проектирования таких механизмов.
Существенное практическое значение имеют созданные и запатентованные автором технические решения зубчатых бесшатунных дифференциалов [патенты РФ на изобретения №№ 2102644, 2125195, 2196264, 2196265], которые позволяют проектировать компактные приводы с поступательным и с точным поступательным движением выходного звена в рабочем процессе без направляющей или крейцкопфа и с улучшенными потребительскими свойствами, которые можно применять: в качестве двигателей гибридных приводов; в качестве компактных генераторов тока с мини-ДВС для электромобилей; в качестве колесных двигателей автомобилей с функцией под-руливания в системе 4WS или с функцией управляемого включения в режимах буксования, при трогании, при перегрузках и т.д. Также существенное значение для практики имеет созданное автором экспериментальное оборудование для испытаний зубчатых бесшатунных дифференциалов и предложенные методики экспериментальных исследований.
Методология и методы исследования
Для решения поставленных в диссертации задач использовались основные методы физики, теории механизмов и машин, математической статистики, планирования эксперимента, проектирования измерительных комплексов, а также экспериментально-аналитический метод исследований. При обработке результатов экспериментов использовались методы математической статистики, математического моделирования, поискового конструирования.
Положения, выносимые на защиту
-
Метод синтеза дифференциального механизма по заданной кинематике передаточного механизма с использованием графических планов линейных скоростей, отличающийся тем, что базовый механизм оказывается вписанным в синтезированную схему в мнимом виде и геометрия звеньев формируется в виде линейных размеров, а числа зубьев и модуль подбираются по многовариантному раскладу без округления.
-
Запатентованные четыре схемы замкнутых зубчатых бесшатунных дифференциалов со свободными размерами колес относительно базовой схемы, имеющие способность кинематически формировать для особой точки на сателлите точную прямолинейную траекторию движения без направляющей.
-
Разработанная математическая модель, позволяющая управлять прямолинейностью траектории движения особой точки механизма от прямой до эллиптической, в зависимости от отклонений в параметрах механизма и внешних управляющих функций; уравнения параметров работы схемы в рабочих режимах привода и прочностного расчета звеньев.
-
Созданные физические модели и экспериментальный комплекс для исследования функциональных параметров созданных механизмов.
-
Методика расчета геометрических размеров звеньев, разработанных дифференциальных механизмов, обеспечивающая точность прямолинейного движения особой точки при обеспечении надежной устойчивости траектории от перехода в периодическую гипоциклоиду.
-
Новое конструктивное решение многоопорного сборного неразрезного жесткого водила на подшипниках качения для проектирования механизмов на основе разработанных схем бесшатунных зубчатых дифференциалов.
-
Концептуальные эскизные и схемные проекты приводов для некоторых транспортно-технологических машин на основе предложенных дифференциальных механизмов.
Степень достоверности и апробация работы
Достоверность и обоснованность полученных результатов обусловливается использованием основанных на фундаментальных законах механики научно обоснованных теоретических методов исследований на основе созданного автором математического описания моделей предложенных механизмов, научно обоснованных экспериментальных методов исследований и сходимостью результатов расчетных и экспериментальных исследований.
Основные научные положения и результаты диссертационной работы докладывались и обсуждались на восьми Международных и Юбилейных научно- технических конференциях АГТУ (Астрахань, 1996 – 2010 г.), на Международной конференции «Современные направления развития производственных технологий и робототехника» в ММИ (Могилев, 1999 г.), на Международной научной конференции, посвященной 70-летию КГТУ (Калининград, 2000 г.), на Всероссийской конференции «V сессия Научного совета РАН по механике деформируемого твердого тела» в АГТУ (Астрахань, 2011 г.), на V международной конференции «Проблемы механики современных машин» в ВСУТиУ (Улан-Уде, 2012 г.), на 51 й научной конференции в ВолгГТУ (Волгоград, 2014 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 18 печатных работ, в том числе 2 статьи, опубликованные в рецензируемых научных журналах, рекомендованных ВАК, и 4 патента на изобретения. Результаты работы отражены также в научно-исследовательских отчетах, имеющих государственную регистрацию.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из Введения, шес-
ти глав, Заключения и Списка литературы. Работа изложена на 174 страницах машинописного текста, содержит 13 таблиц, 143 рисунка. Библиографический список состоит из 87 наименований представлен на 9 с.
Диссертация отвечает паспорту специальности 05.02.02 «Машиноведение, системы приводов и детали машин» в пунктах области исследования 2, 6 и частично 8.
Разработка условий синтеза механизма с заданным прямолинейным движением
В соответствии с задачами работы рассмотрим вопрос о возможности синтеза схемы дифференциального механизма, преобразующего вращательное движение в точное поступательное без направляющей. В качестве базового механизма с этим свойством принят бесшатунный планетарный зубчатый механизм, в котором радиусы колёс соотносятся так, что R2=2R1. Он имеет R2=2е – неподвижное центральное колесо, R1=е – сателлит, а е=S/4 – эксцентриситет водила, где S – поступательный ход в механизме (рис. 2.1).
Как отмечалось в главе 1, основным недостатком конструкции планетарного механизма является жесткая зависимость размеров звеньев от эксцентриситета водила, что вносит ряд существенных ограничений в использование планетарной схемы в машинах. Однако уравновешенность, технологичность звеньев, отсутствие шатуна, направляющей и т.д. обеспечивают значительные достоинства этой схеме и делают задачу ее улучшения актуальной.
Ожидаемый результат синтеза новой схемы на основе планетарной должен сохранить главную функциональную особенность ее конструкции – точное прямолинейное движение особых точек на сателлите. Для реализации поставленной задачи выделим условия, обеспечивающие точное прямолинейное движения этих точек. Так как планетарный механизм не имеет направляющей, то прямолинейное движение можно получить только кинематическим путем от сложения векторов скоростей. Опишем кинематику движения точки на сателлите.
На рис. 2.1 точное прямолинейное движение совершает точка В. При этом она совершает вращение относительно точки Б, которая, в свою очередь, вращается совместно с водилом относительно стойки. Запишем уравнения всех видов движений отмеченных точек:
На основе записанных векторных уравнений строим план скоростей для детального разбора. В соответствии со свойством подобия плана скоростей и схемы механизма - А ЛБВ со Л Рубе. А так как / = 1ВБ = е, то ф = р . Следовательно, \УБ\ = \УВБ\. Согласно уравнений (2.1), точное прямолинейное движение точки В возможно, если проекции векторов скоростей на оси координат будут иметь вид:
Полученное уравнение (2.2) является первым условием синтеза [17, 28], обеспечивающим точное прямолинейное движение точки на сателлите, отстоящей на расстоянии е от оси вращения сателлита.
Восстановим перпендикуляры в точках Б и В к векторам их скоростей, соответственно УБ, УВ (рис. 2.1). При существующей геометрии планетарной схемы все построенные перпендикуляры сошлись в единой точке точке С, которая есть не что иное, как мгновенный центр абсолютных скоростей точек сателлита и одновременно точка качения сателлита по неподвижному центральному колесу. Так как рассматриваемое положение является произвольным, то и во всех других положениях сателлита и водила мгновенный центр скоростей будет лежать на окружности качения сателлита по центральному колесу, образуя геометрическое место линейных скоростей точек сателлита, имеющего форму окружности и совпадающем с окружностью качения сателлита. Следовательно, для получения прямолинейного движения с условием (2.2), мгновенный центр скоростей (точка С) всегда должен располагаться на линии продолжения 1 и находиться на расстоянии АС=2е от оси вращения водила. Примем это условие, как второе условие синтеза.
Скорость полюса зацепления колеса 2 выразим через переносную скорость оси сателлита и скорость относительного движения точки С относительно оси сателлита: где: Л - отклонение радиусов колес от эксцентриситета е водила, что делает звенья свободными.
Проверим это условие специальным исследованием, сохраняя положение геометрического места точек центров абсолютных скоростей сателлита при наличии скорости у колеса 2.
Вывод уравнений прямолинейного движения точек сателлита с параметрами нарушения прямолинейности
Основным результатом настоящего раздела является получение уравнения прямой, по которой перемещаются определенные точки предложенных новых механизмов, с зависимостью от внутренних отклонений геометрии и кинематики. Оно позволит анализировать перемещения рабочего органа приводов и исполнительных механизмов при возможных ошибках изготовления и сборки. Уравнение прямой позволяет также исследовать возможности управления траекторией, изменением кинематики замыкающей ступени при работе привода, например, в прессах или в шагающем транспортном средстве.
Рассматривается вывод уравнений, содержащих кинематические, силовые и динамические параметры движения звеньев предложенных замкнутых дифференциальных механизмов, а также вариантов схем уравновешивания этих механизмов противовесами.
Вывод уравнения прямолинейного движения точек сателлита с параметрами отклонения от прямолинейности
Разработанные четыре схемы замкнутых дифференциалов исключают направляющую для прямолинейного движения. Оно формируется за счет кинематики механизмов, поэтому главным вопросом, определяющим реализуемость схемы, является исследование влияния отклонений размеров звеньев на точность воспроизводимой прямолинейной траектории. К геометрическим влияющим факторам отнесем [25] величину приращения радиусов А и число зубьев колес г. К кинематическим факторам отнесем изменение т , если это управляющая функция. К геометрическим факторам отнесем также смещение к с окружности радиуса е точки, формирующей прямолинейную траекторию, из-за ошибки разметки или ошибки в положении оси водила р. Влияние каких-либо других величин не рассматривается, так как они входят в перечисленные ошибки. Известно, при обегании сателлитом во внутреннем зацеплении неподвижного центрального колеса точки на сателлите описывают гипоциклоиды [47]. В общем случае уравнение гипоциклоиды имеет вид; где: J? - радиус центрального колеса; г - радиус сателлита; ф - угол поворота сателлита; а - радиус окружности расположения точки на сателлите, описывающей гипоциклоиду.
В зависимости от отношения радиусов R и г соприкасающихся окружностей при их качении без проскальзывания кривая может быть циклически замкнутой или бесконечной, не замкнутой. Циклическая гипоциклоида представляет собой многогранную симметричную фигуру, в бесконечности повторений не изменяющуюся (рис. 3.1).
При дробном отношении радиусов R и r гипоциклоида не повторяет положения своих точек в каждом цикле обкатывания водила, а в бесконечности повторений образует круг, но никогда положения точек не повторяются (рис. 3.2).
Рис. 3.2. Форма гипоциклоиды при дробном соотношении образующих радиусов R= 2,181818г и a=R / 2 за один цикл обкатки сателлита
Таким образом, наибольшее прогнозируемое отклонение от прямолинейности траектории по оси Y - это половина максимального хода, то есть S%"x / 2.
При соотношении радиусов R = 2ги a=R / 2, заложенном в геометрии базового планетарного механизма и траектории мнимого центра скоростей сателлита в новых схемах дифференциалов, гипоциклоида вырождается в прямую:
3. и2н - неизменно при подборе чисел зубьев колес замыкающей ступени дифференциала.
Эти требования необходимо жестко выдерживать по той причине, что, в отличие от планетарного механизма, имеющего действительные колеса с R2 = R и Ri = г, предложенные дифференциалы имеют мнимые образующие окружности, которые чувствительны к отклонениям задающих параметров. При изменении скорости точки Л в результате округления Д или отношения U2H, или наличии зазоров в подшипниках радиусы образующих гипоциклоиду окружностей изменятся с R= 2е до R и с г = е до г Таким образом, траектория движения точки В из прямой преобразуется в гипоциклоиду точки В, для которой существует интересующая нас координата .
Для решения вопроса об изменении величины образующих радиусов рассмотрим возможные варианты причин:
1. Не выдержан размер А в результате округления числа зубьев сателлита 1 и центрального колеса 2.
2. Не выдержана величина ІІ2Н в результате округления до целого чисел зубьев колес замыкающей ступени дифференциала.
3. Совокупное смещение точки Б из-за допусков изготовления и зазоров в подшипниках опор водила и сателлита.
4. Все предыдущие пункты в совокупности при наихудшем их сочетании. Выведем условия отклонения величины образующих радиусов е при разных условиях коррекции расчётных данных.
Расчет отклонений в движении модели №2 для оценки устойчивости прямолинейной траектории
Для постановки экспериментов по оценке влияния Ъу … Z4 на прямолинейность траектории изготовлены сменные колеса замыкающих ступеней схемы № 2, в которой конструктивно просто заменить колеса Ъу и Z4 для сохранения межцентрового расстояния А34. При расчетных числах зубьев блока Ъу = 20 (40) и Ъу =40 (20) и модуле m = 1,5 мм имеем А34 = 60 мм. Изменение Ъу и Ъл, осуществлялось на величину AZy =AZ4 = 1; 2; 3; 4; 5; 6; 7; 8; 9; 10. В этом случае набор зубьев колес и передаточное число с изменениями в замыкающей ступени для схемы 2 указаны в табл. 4.2.Поэтому для моделей выбрано три варианта отклонений чисел зубьев AZ = 1; 3; 6. Первые два значения характеризуют границы линейного участка. При AZ = 1 имеем основной вариант отклонения числа зубьев. Величина AZ = 6 взята для исследования влияния значительной нелинейности на траектории поступательного движения.
Используя расчетные отклонения и величину радиусов смещенных образующих окружностей R = 2е + в и r = е + в, построим гипоциклоиду для трех экспериментальных случаев (табл. 4.4) по уравнениям гипоциклоиды:
На рис. 4.18 показаны гипоциклоиды для трех экспериментальных случаев, построенные по расчетным данным ПРИЛОЖЕНИЯ 1. Расчеты выполнены через 5 градусов поворота водила при 12-ти циклах повтора для каждого варианта.
Рассчитаем общую величину отклонения образующих радиусов, которые могут иметь свои отклонения в кинематике центрального колеса 2 - 2 совместно, и замыкающая ступень 3 - У - 4.
В главе 3 рассмотрен вариант 4 влияния трех отклонений 5, Аю2 и р (соответственно для А, 2 и 1БВ) на прямолинейность траектории поступательного движения с величиной отклонения образующих радиусов:
Полученный результат позволяет сделать предположение о том, что при отклонении числа зубьев в замыкающей цепи на AZ = 1 зазоры в зацеплении Z\ - Z2 и в шарнирах А, Б и В скомпенсируют отклонение в кинематике в пределах полей допусков размеров. Кроме того, изменением числа зубьев AZ можно компенсировать нарушение радиусов Ri и R2, вызванное сборкой механизма. Из траекторий гипоциклоид следует, что поворот траектории неизбежен при AZ, разница лишь в интенсивности смещения. При проведении экспериментов на моделях в программе заложена проверка этого вывода, но что самое интересное - можно ли зазора ми и направляющей остановить это смещение хотя бы для AZ = 1?. Вопрос о возможностях компенсации отклонений весьма серьезный, т.к. малое нарушение кинематики неизбежно от зазоров в кинематических парах, даже при правильном подборе числа зубьев.
При рассмотрении идеи об использовании двух не связанных приводов в дифференциалах интерес вызывает исследование диапазона допустимых колебаний частот вращения двигателей, при котором сохраняется прямолинейная траектория. Но в работе это не проверяется.
Положение модели №1 в экспериментальной установке показано на рис. 4.19. Настроечная площадка выставлена так, что точка на сателлите толкает подвижную каретку вдоль поворотного ползуна без его поворота, что явно видно в демонстрационном фильме ДЕМО1.1 (Приложение к диссертации). Такое конструктивное решение принято для независимости линии траектории от положения зацепления, влияющего на ее ориентацию.
ЭКСПЕРИМЕНТ 1 – исследование траектории точки В (ось на сателлите) на прямолинейность методом киносъемки и наложения положений. Ось освобождается от каретки для свободного движения. Фотокартина развертки траектории с исследованием ее прямолинейности показана на рис. 4.20.
Рекомендации по расчету параметров замыкающей ступени
Четыре синтезированные и исследованные схемы дифференциалов можно применить во множестве механизмов и агрегатов с прямолинейным движением. Но основное их назначение - это комплекты механических приводов технологических машин. Такая конструкция любого комплекта привода приобретает главное достоинство - точное прямолинейное движение без шатуна, что позволяет убрать боковую реакцию в поступательной паре. К тому же механизм не имеет направляющей, что упрощает конструкцию. В такой конструкции резко снижаются потери на трение в кинематических парах, повышается ресурс работы и механический КПД, уменьшаются габариты привода [18, 23, 26, 28]. Каждая схема имеет три вала движения с разными задаваемыми скоростями, а некоторые - тихо/быстроходными.
Все разработанные механизмы имеют свойство формировать прямолинейное движение, устойчивое, если использована методика расчета, предложенная в данной работе.
Рассмотрим проекты совершенствования приводов транспортно-технологических машин в четырех направлениях, определенных четырьмя главными свойствами новых схем - свободные размеры планетарной части схемы, прямолинейное движение без направляющей и шатуна, планируемая кинематика валов движения, управление прямолинейной траекторией по форме и размерам.
Проект первый - электромеханический привод трубопроводной арматуры [78] используется для дистанционного управления её открытием и закрытием, а также для определения положения арматуры (рис. 6.1). Он имеет механические недостатки, признаваемые разработчиками: . привод содержит самотормозящий элемент (червячная пара), обладающий невысоким КПД ( 0,5). По этой причине ресурс указанных пар не превышает нескольких десятков тысяч циклов, что недостаточно, например, для управления регулирующей арматурой средних и больших условных проходов;
не рекомендуется использовать электропривод для управления быстродействующей (отсечной) арматурой, что связано с трудностью уменьшения влияния на арматуру инерционных масс привода;
нецелесообразно применение электропривода в случаях, когда его питание должно осуществляться от автономного источника энергии (наиболее целесообразная форма хранения энергии - сжатый воздух);
нельзя использовать электропривод, если по условиям эксплуатации требуется, чтобы при отсутствии энергии рабочий орган управляемой арматуры принял одно из крайних положений;
не используется электропривод для работы на объектах особой взрывоопас ности.
Кроме этого, на рисунках видна сложность конструкции редуктора, связанная с большим передаточным числом при использовании компактного высокоскоростного двигателя. Червячная передача также не является лучшим вариантом решения.
Предложение по решению задачи. В главе 4 были рассчитаны параметры моделей, по которым виден расклад скоростей по валам (таблица 6.1).
Из этих данных следует выбор схемы № 3 с уменьшенными размерами и кинематикой - 1е ІІ2Н о, которая позволяет иметь, например при II2н = 3, скорость на 3-м валу втрое большую, чем на водиле. Таким образом, применяя электромеханический привод с поступательным опусканием заслонки или клапана, обеспечиваем наименьшую скорость хода.
На первую ступень применим обычный планетарный редуктор второго типа с UIH = 100, тогда общее понижение составит - 300. Схема привода представлена на рис. 6.2.
При скорости движения заслонки трубопроводной арматуры, например – VЗ = 0,05м/с, и соответствующем ходе заслонки, например – 0,05 м, скорость вращения водила Н составит:
Скорость примененного э/двигателя составит - 9420 об/мин. Э/двигатель такой частоты вращения имеет меньший вес и габариты, чем двигатель с типовыми оборотами - 3000 об/мин.
Если же сравнивать, при равных оборотах двигателя, передаточный механизм, то КПД всего привода с дифференциальным двухступенчатым механизмом составит:
Для таких проектных данных многоступенчатый механизм с червячной передачей имеет КПД - (0,4 - 0,5). Следовательно, и мощность двигателя потребуется на 30 % - 40 % большая, чем у предлагаемого привода.
Если же применить пневматический привод в качестве двигателя, то можно использовать модуль по схеме № 1 или по схеме № 2 с выходом через водило Н, на поворотное закрытие заслонки, как на рис. 6.1 (слева).
Проект второй - электромеханический поступательный привод. Используется в качестве модуля подъема колонны или каретки, качания или поступательного движения руки, захватного устройства. К его конструкции предъявляют следующие основные требования: малые габариты и вес, высокая кинематическая точность, возможность передачи движения из одной среды в другую. В схеме от двигателя крутящий момент через понижающий двухступенчатый соос-ный зубчатый редуктор передается на кулачковый генератор волн волновой зубчатой передачи и далее через жесткое муфтовое колесо на вал волновой резьбовой передачи с ведомой жесткой гайкой - выходным звеном модуля, движущимся возвратно-поступательно при реверсивном вращении вала двигателя и перемещающим рабочий блок модуля.
