- •Міністерство освіти і науки україни черкаський державний технологічний університет
- •В.І. Задорожний
- •Черкаси, чдту 2007
- •I. Общая характеристика и классификация приборных зубчатых передач
- •2. Показатели пзп, оказывающие влияние на выбор исполнительного двигателя
- •2.2. Выбор эд при переменной статической нагрузке
- •2.3. Выбор эд при постоянно действующей статической нагрузке и обеспечении заданного времени переходного процесса
- •2.4. Совместный выбор исполнительного двигателя и редуктора в следящем приводе.
- •3. Определение передаточного числа редуктора
- •3.1. Уравнение моментов на валу исполнительного двигателя
- •3.2. Выбор передаточного отношения по редуктора
- •3.3. Варианты задания выходного параметра исполнительного механизма
- •3.4.1. Расчет количества пар колес маломощного редуктора при услoвии минимизации габаритов
- •4.2. Расчет количества пар колес маломощного редуктора при минимизации его массы
- •4.3. Расчет пар колес редуктора при минимизации приведенного момента инерции редуктора
- •4.4. Проектирование мощного силового редуктора для машиностроительных объектов
- •4.4. Рекомендации по проектрованию элементов редуктора.
- •5. Расчет зубчатых колес на прочность
- •5.1. Определение числа зубьев колес.
- •5.2. Определение модуля зацепления
- •5.3. Основной расчет зубьев. Расчет зубьев на изгиб.
- •5.5. Выбор материалов зубчатых колес и червяков и определение допускаемых напряжений.
- •5.6. Расчет допустимых контактных напряжений
- •5.7. Определение допускаемых напряжений при кратковременных перегрузках
- •6.4. Расчет моментов сопротивления (нагрузки) и определение кпд редуктора
- •6. Расчет валов и осей редукторов
- •7. Конструирование узлов с подшипниками
- •7.2. Порядок расчета узлов конструкции с подшипниками качения.
- •8. Выбор соединений в сборочных единицах редуктора
- •8.2. Выбор вида сопряжения.
- •9. Расчет механичной передачи на точность
- •9.1. Определение погрешностей передачи.
- •9.2. Определение погрешностей от мертвого хода.
- •9.3. Расчет упругого мертвого хода
- •9.4. Расчет кинетической погрешности передачи Fior
- •9.5. Уточненный расчет передачи при работе в широком диапазоне температур.
- •10. Расчет параметров элементов конструкции зубчатых передач.
- •10.1. Расчет цилиндрических прямозубых и косозубых зубчатых передач.
- •10.2. Расчет конических передач.
- •10.3. Конструирование червячной передачи.
- •8. Список рекомендованной литературы
- •Титульний лист звіту
- •Обговорено та узгоджено для видання кафедрою комп’ютеризованих та інформаціонних
- •18006 М.Черкаси, бульвар Шевченка, 460. 4 к.
4.3. Расчет пар колес редуктора при минимизации приведенного момента инерции редуктора
Для следящих систем, работающих в широком спектре частот, а также для систем, имеющих ограниченную мощность источника энергии, важным вопросом является минимальная потеря движущего момента ЭД на преодоление сил инерции механизма - первый член формулы (2.4 7). В общем случае приведенный к валу двигателя момент инерции всего механизма складывается из трех основных составляющих:
, (24)
где Jдв - момент инерции двигателя и присоединенных к нему частей (колеса, муфты);
Iр.пр - приведенный момент редуктора;
Iн- момент инерция нагрузки;
up - общее ПО редуктора.
Как видно при выборе типа ЭД и нагрузки можно уменьшить только приведенный момент инерции редуктора. В случав редуктора, состоящего из n ступеней
. (25)
где Iпр, I2, ….I2n - момент инерции соответственно шестерен и зубчатых колес с учетом моментов инерции валиков и внутренних обойм подшипников качения,
1, 2,... 2n - угловые скорости тех же деталей.
Обозначив u = 2n/ 1 и подставив его в (3.13), получим
. (26)
Если считать, что колеса однородны и имеют форму дисков, изготовленных из одного и того же материала, оптимальное число ступеней редуктора можно аппроксимировать:
. (27)
Графически эта зависимость представлена в виде номограммы, рис. 3.6.(4)
Рис. 3.6.(4). Графики выбора числа ступеней пар колес из условия минимума момента инерции
4.4. Проектирование мощного силового редуктора для машиностроительных объектов
Зубчатые колеса тяжело нагруженного силового редуктора помещают в закрытом корпусе, так как они имеют обильную смазку. По условиям габаритов п массы невыгодно выполнять большие значения передаточных отношении в одной ступени передачи, поэтому одноступенчатый редуктор с цилиндрическими колесами обычно имеет передаточное число и < 8, а с коническими колесами ир < 5. Двухступенчатый редуктор с цилиндрическими колесами на практике имеет ир < 45 (допускается до 63), а трехступенчатый ир <200 .
Разбивка общего передаточного отношений редуктора по отдельным ступеням зависит от тех требований, которые должны удовлетворяться при решении задачи. Ниже дано частное решение вопроса о рациональной разбивке общего ир для мощного силового редуктора при выполнении требования минимальной массы зубчатых колес и близких значениях напряжений во всех ступенях передачи. При уменьшении угловой скорости вращения от двигатели к выходному звену соответственно нарастает момент в том же направлении. Поэтому тихоходная ступень будет нагружена больше чем быстроходная. Так как быстроходная студень нагружена меньше тихоходной, то для получения близких диаметров колес передаточное отношение быстроходной ступени u1 рекомендуется брать больше, чем u2 (тихоходной). Для выполнения требований равной прочности колес увеличивают ширину зубчатого венца колес тихоходной ступени. Анализ распределения общего передаточного отношения ир по ступеням для данного конкретного случая определенные рекомендации по выбору передаточного отношения каждой ступени. Эти рекомендации приведены на рис. 3.7 (5) [20].
Рекомендации по разбивке передаточного отношения по ступеням при главенствовании других требований можно найти в специальной машиностроительной литературе и в стандарте (ГОСТ 2185-55).
Тяжело нагруженный силовой привод характерен для машиностроительных объектов, а в приборостроении этот случай распределения передаточного отношения используется редко.
Рис. 3.7.(5). Рекомендации по выбору ступеней силового редуктора
Пример 1. Общее передаточное отношение передачи Up=100 провечсти разбивку его по ступеням для всех четырех случаев проектирования редуктора.
Таким образом, оптимальное ПО и число ступеней находятся в пределах соответственно 2,16 < u < 3,5; 1.85·lg < n < 3·lg· up. Обобщенные данные сведены в таблицу. 5.2.(1)
Таблица 5.2(1)
N |
Условие минимизации |
Оптимальное |
|
ПО |
Число ступеней |
||
1 |
Габаритов |
3.5 |
1,85 lg (ПО) |
2 |
Массы |
2,4 |
3 lg (ПО) |
3 |
Момента инерции |
2,16 |
3,5 lg (ПО) |
Данные табл. 5.2 (1) нужно рассматривать дифференцированно. Есть целый класс приборов и устройств, в которых масса, габариты и МИ определяются не редуктором, а другими узлами (например, поворотные столы приборов и станков, планшайбы, стабилизированные платформы или азимутальные платформы (АЛ) астрономических и гироскопических приборов). В этом случав конструкторы помимо критериев табл. 5.2 (1) используют и другие, в частности рекомендации ТАУ [З].