Механизмы ЭТУ с жесткими кинематическими звеньями

К механизмам ЭТУ с жесткими кинематическими звеньями согласно приведенной классификации относятся рычажные, зубчатые, кулачковые, фрикционные и винтовые. Рычажные механизмы характерны для различного рода толкателей и таскателей. механизмов зажима подвижных электродов электропечей. Типовые для ЭТУ кинематические схемы рычажных механизмов приведены на рис. 1.4. Кинематический расчет таких механизмов производится методами, изложенными, на основании геометрических соотношений между элементами механизма и их связями положением и законом движения ведущего элемента. Геометрические соотношения между элементами механизма используются и при силовых расчетах статических и динамических нагрузок на рабочем органе и элементах механизма. Характер движения ведущего элемента кинематической цепи во многом определяет тип приводного двигателя. При поступательном движении ведущего элемента кинематической цепи целесообразно использование гидро- и пневмоцилиндров; Следует отметить перспективность применения для подобных механизмов линейных электродвигателей. При вращательном движении ведущего элемента кинематической цепи возможно применение электродвигателей, но могут быть применены и гидродвигатели вращательного движения.
Зубчатые механизмы являются наиболее распространенными в приводах ЭТУ прежде всего вследствие широкого распространения зубчатых пар в передачах (редукторах), используемых для преобразования скоростей вращательного движения, а также для перехода от вращательного движения к поступательному и обратно.
Особую группу зубчатых механизмов, широко распространенных в ЭТУ, составляют планетарные передачи, у которых оси некоторых колес подвижны. Конструктивная и кинематическая схемы простейшей планетарной передачи приведены на рис. 1.5. Колесо 1 с неподвижной осью называется солнечным, вокруг него вращаются сателлиты 2, оси которых подвижны и связаны с водилом Я. Между солнечным колесом и корончатым 3 с внутренним зацеплением и неподвижной осью устанавливают несколько сателлитов симметрично для балансировки механизма и увеличения его нагрузочной способности.
Передаточное отношение планетарного механизма определяется приведением его к простой передаче с неподвижными осями. Вращение всего планетарного механизма вокруг оси 0 со скоростью сон обеспечивает неподвижность водила в пространстве, т. е. все оси механизма оказываются неподвижными. При этом угловые скорости колес будут определяться выражениями.
Знак «—» указывает на противоположность направлении вращения колес / и 2. Из следует, что, задавая скорость водила Н и колеса 1, например, получаем скорость колеса, т. е. механизм может выполнять алгебраическое суммирование скоростей. При использовании планетарных механизмов для выполнения операций алгебраического суммирования скоростей и моментов их называют дифференциальными передачами или дифференциалами. Задание скоростей осуществляется обычно электродвигателями, причем использование двухдвигательного привода позволяет получить как суммирование скоростей, так и раздельное управление движением по двум кинематическим цепям, задаваясь движением одного из двигателей при заторможенном другом. Это обстоятельство позволяет использовать планетарные механизмы в двухдвигательных приводах механизмов перемещения электродов печей электрошлакового, плазменно-дугового, электронно-лучевого и вакуумного переплавов, рабочая скорость которых очень низкая и находится в пределах 0,2—3 м/ч. Для выполнения вспомогательных операций, например подъема огарков, перемещения электродов при подготовке печей к плавке, монтажно-наладочных и ремонтных работ, требуется высокая (так называемая маршевая) скорость движения электродов (электродвигателей), составляющая в зависимости от конструктивных особенностей печи 30—120 м/ч.
Один из путей обеспечения такого диапазона скоростей—применение привода перемещения электродов с дифференциальным редуктором. На рис. 1.6 приведена кинематическая схема реечного (зубчатого механизма) привода перемещения электрода печи электрошлакового переплава с наиболее распространенным симметричным коническим зубчатым дифференциальным редуктором. Расходуемый электрод закреплен в электрододержателе каретки 2, перемещающейся по направляющим стойки 3. Усилие, необходимое для перемещения каретки, передается зубчатой парой рейка — колесо.
Из анализа следуют конкретные рекомендации построения кинематических схем приводов перемещения электродов печей переплава. Малые рабочие скорости движения электродов получают при работе одного из двигателей, например M1, который является регулируемой машиной постоянного тока. Тогда юя=с»б/2. Для получения высокой маршевой скорости включаются два двигателя — постоянного тока M1 и асинхронный коротко-замкнутый М2 при их согласном направлении вращения, скорость водила сон определяется по (1.11). На некоторых типах печей рабочая скорость водила а)н=со&/2 обеспечивается одним двигателем постоянного тока, а маршевая скорость (он=ю7/2 — одним асинхронным двигателем. Тогда между двигателем M1 и дифференциалом устанавливается обычный редуктор 4 и дифференциал 5,- один вал которого приводится во вращение двигателем M1, а другой— двигателем М2. Вал водила Н дифференциала является входным валом редуктора. При таком решении обязательно следует предусматривать возможность наложения тормоза на вал неподвижного двигателя.
Пример 1.1. Определить рабочую и маршевую скорости перемещения электрода печи электрошлакового переплава, кинематическая схема привода которого приведена на рис. 1.6. Скорость двигателя M1 регулируется в пределах от б)Д1т1п=7,2 с-1 до а)д1тах=72 с-1. Передаточное отношение цилиндрических пар ii=20; передаточное число редуктора /р=80; радиус делительной окружности зубчатого колеса =0,2 м. Рабочая скорость перемещения электрода осуществляется двигателем M1 при его скорости шД1т«п=7,2 Маршевая скорость перемещения электрода обеспечивается при согласном направлении вращения двигателя M1 со скоростью о)Д1та*=72 1/с и асинхронного .двигателя М2 со скоростью.
В электропечных приводах для преобразования вращательного движения в поступательное нашли широкое распространение винтовые механизмы, вследствие простоты получения высокого передаточного отношения при высокой надежности. Основным кинематическим элементом винтовых механизмов является пара винт — гайка. Развертки одного витка резьбы винта приведены на рис. 1.7. Основные кинематические параметры, которыми характеризуется винтовая пара.
Подъёма винтовой линии по среднему диаметру резьбы rfa; 5 —шаг резьбы; 2Р — число заходов резьбы в соединении винт — гайка; szv— ход винтовой линии за один оборот винта.
Силовой расчет пары винт — гайка проводится из условия равновесия гайки на винтовой линии при действии всех сил. На рис. 1.7 РА—осевая сила, приложенная к гайке, являющаяся полезной нагрузкой; Р — окружная движущая гайку сила, направленная по среднему диаметру резьбы; N — нормальная реакция со стороны винта; FtP —сила трения; R — равнодействующая сила N и Frр; р —угол трения, причем tgp— коэффициент трения скольжения. Связь между окружной силой Р и полезной нагрузкой Ра устанавливается соотношением (знак «-f* соответствует подъему, знак «—> опусканию гайки по винтовой линии), откуда следует связь вращающего момента, приложенного к вращающемуся элементу, и силы, действующей на поступательно движущийся элемент, при встречном направлении равномерного поступательного движения и действующей активной силы.
Одним из недостатков винтовых пар скольжения является низкий КПД. Устранить этот недостаток можно заменой трения скольжения.