2 Вибір електродвигуна

Проектування передаточного механізму стрілочного приводу починається з вибору електродвигуна. Його потужність визначається за заданими зусиллями на шибері і швидкостями переміщення шибера

, (1)

де – загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) передаточного механізму

, (2)

де ,,– ККД зубчастих пар, включаючи втрати в підшипниках (при розрахунках приймаються);

– ККД шибера (при розрахунках приймається, тому що він переміщується у клинових направляючих).

.

Вт.

Частоту обертання електродвигуна визначаємо за заданою швидкістю шибера та параметрами передаточного механізму .

Кутова швидкість головного вала

,(3)

де – радіус ділильного кола шиберної шестерні

, (4)

рад/с.

Частота обертання головного (вихідного) валу стрілочного приводу

об/хв. (5)

Частота обертання валу двигуна

. (6)

де – загальне передаточне число передаточного механізму,

, (7)

де ,,– передаточні числа кожного ступеня визначаються через кількість зубців зубчастих коліс,

; (8)

; (9)

. (10)

Тоді u_заг=4,78·4,36·3,4=70,85

n_дв = 23,98·70,85= 1698 об/ хв.

За отриманими значеннями Р і п_дв підбираємо електродвигун. Далі у розрахунках буде використовуватись слідуючи параметри електродвигуна постійного струму МСП– 0,25 з напругою 100/160 В, потужністю 250 Вт і частотою обертання 1700 об/хв.

3. Кінематичний і силовий розрахунок передаточного механізму

Число обертів першого колеса

n₁=n_дв=1700хв^-1. (11)

Число обертів другого та третього зубчастих коліс, розташованих на одному валу, однакові і дорівнюють

хв^-1 (12)

хв^-1 (13)

хв^-1 (14)

Кутова швидкість шиберної шестерні

с^-1 (15)

Максимальна швидкість шиберу

. (16)

Середня швидкість переміщення шиберу

. (17)

Час спрацьовування стрілочного електроприводу

. (18)

Визначаємо крутні моменти на валах

• на валу електродвигуна

, (19)

де – потужність електродвигуна ();

• на другому проміжному валу

T₂ =T₁ · u₁₂ · η₁₂ =1,406·4,78·0,96 =6,45H·м (20)

• на валу фрикціону

T₃ =T₂ · u₃₄ · η₃₄ =6,45·4,36·0,96 =27 Н·м; (21)

• на вихідному валу

T₄ =T₃ · u₅₆ · η₅₆=27·3,4·0,96 =88,1H·м (22)

Момент тертя в запобіжній фрикційній муфті

, (23)

де – коефіцієнт запасу зчеплення муфти.

H·м.

Зусилля на шибері

. (24)

3. Визначення основних розмірів зубчастих коліс

Для побудови у масштабі розгорнутої кінематичної схеми приводу і робочих креслень другого проміжного валу-шестерні та зубчастого колеса 2 визначаємо розміри зубчастих коліс.

Радіус ділильного кола колеса

, (25)

де – модуль зачеплення,

– кількість зубців зубчастого колеса.

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм.

Ширина зубчастих коліс визначається за обраною відносною шириною шестерні

, (26)

та колеса

, (27)

де ,– ширина та діаметр ділильного кола шестерні,

– ширина зубчастого колеса,

– міжосьова відстань пари зубчастих коліс.

Міжосьові відстані дорівнюють

а₁₂ = r₁ + r₂ = 10.5+ 50.25= 61.5 мм; (28)

а₃₄ = r₃ + r₄ = 14+ 61= 75 мм; (29)

а₅₆ = r₅ + r₆ = 22.5+76,5=99 мм

У відповідності з рекомендаціями для першого і другого ступеня (несиметричне розташування коліс відносно опор) приймаємо , а для третього ступеня (консольне розташування шестерні) приймаємо.

Визначаємо за формулою

, (31)

де – передаточне число розглядає мого ступеня.

,

,.

Для сьомої шестерні задаємось .

Далі за відомою відносною шириною визначаємо дійсні значення ширини шестерень та коліс

,

,

,

,

,

,

.

При остаточному призначенні розмірів приймаємо ширину шестерні на більше ширини колеса.

Остаточно приймаємо:

b_k2=20мм;b_k4=24мм;b_k6=20мм;b_ш1=22мм;b_ш3=30мм;b_ш5=26мм;b_ш7=50мм.

Визначаємо діаметри кола вершин і западин зубчатих коліс 2 і шестерні 3. Приймаємо рівно зміщену передачу з коефіцієнтом зміщення х=-0,3 та х=0,3 відповідно. Тому що колесо має від’ємне зміщення, а шестерня – додатне.

Діаметром кола вершин визначаємо за формулою

(32)

де – коефіцієнт висоти головки зуба,=1.

Діаметром кола западин за формулою

(33)

де – коефіцієнт радіального зазору,=0.25.

мм

мм

мм мм