Реферат: Електромеханічний привід виконуючого механізму

--PAGE_BREAK--лп = 0,99 х 0,83х 0,95 = 0,78

2 — <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">2 = <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">м<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">чр<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">лп = 0,99 х 0,82х 0,95 = 0,77
Тепер, маючи уточнене значення ККД та величину корисної потужності, визначаємо по відомій формулі (2) необхідну потужність електродвигуна для кожного варіанта
1 — Рнеобх1 = к Ркор/<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">1 = 1,1 х 6007,5х /0,78= 8472,1 Вт

2 — Рнеобх2 = к Ркор/<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">2 = 1,1 х 6007,5х /0,77= 8582,1 Вт
Основуючись на уточнених розрахунках необхідної потужності та виконуючи умову
Рном<img width=«13» height=«16» src=«ref-1_1606701379-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">Рнеобх,
для кожного варіанта приймаємо слідуючі асинхронні електродвигун змінного струму

1 варіант АИР132М4У3Р = 11,0 кВт,

n = 1450 об/хв;

2 варіант АИР160S6У3 Р = 11,0 кВт,

n = 970 об/хв
Таблиця 6. Результати розрахунків коефіцієнта якості електроприводів



Результати приведених розрахунків свідчать про те, що найбільш прийнятним по коефіцієнтам якості є перший варіант, але через його велику масу і велику громіздкість компоновки перевагу віддаємо другому варіанту.




5. Теплова перевірка вибраного двигуна
Теплову перевірку двигуна проводимо за методом еквівалентних моментів [4], рахуючи, що між струмом та моментом вибраного двигуна існує прямопропорційна залежність.

Визначаємо величину еквівалентного моменту корисного опору на ведучому барабані стрічкового транспортера за формулою:
<img width=«143» height=«53» src=«ref-1_1606703537-450.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">                                                                           (5)
де Т1 — момент корисного опору на ведучій зірочці на протязі часу

t1 = 0,5t рівний діючому моменту Т, Нм,

Т2 — момент корисного опору на ведучій зірочці на протязі часу

t2 = 0,5t рівний 0,8 діючого момента Т, Нм,

Т — діючий момент корисного опору по завданню 3750 Нм.

Після підстановки значень в формулу (5) отримуємо
<img width=«29» height=«25» src=«ref-1_1606703987-131.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">=Ö0,82ТІ=0,9Т=0,9х3750=3375 Нм.
Приводимо еквівалентний момент корисного опору <img width=«29» height=«25» src=«ref-1_1606703987-131.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059"> до валу двигуна, використовуючи співвідношення
<img width=«104» height=«25» src=«ref-1_1606704249-234.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">
деТекв — приведений до валу двигуна еквівалентний момент корисного опору, Нм,

u — передаточне число передаточного механізму приводу рівне 57,

<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">м — ККД передаточного механізму 0,77.


Тоді Текв =<img width=«29» height=«25» src=«ref-1_1606703987-131.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">/uhм=3375/57х0,77=76,896 Нм.
Номінальний момент, що розвиває двигун, рівний
<img width=«83» height=«45» src=«ref-1_1606704701-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">,
деР — номінальна потужність двигуна 11000 Вт,

<img width=«33» height=«21» src=«ref-1_1606704944-122.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064"> — номінальна кутова швидкість усталеного руху якоря двигуна
wном=pn/30=3,14х970/30=101,53 1/с.
Таким чином
Тном=Р/wном =11000/101,53=108,34 Нм.
Так як номінальний момент, розвиваємий двигуном Тном більше еквівалентного моменту навантаження Текв, тобто
Тном > Текв,
то двигун не буде перегріватися.

Вибраний двигун допускає короткочасне перевантаження при пуску Тпуск/Тном = 2, що більше ніж по завданню Тпуск = 1,8Т.

Виконання двигуна по способу монтажу М100, тобто на лапах, по ступеню захисту ІР44, тобто закритий з зовнішнім обдувом від власного вентилятора. Двигун може працювати при температурі навколишнього повітря від -40 до +40 оС.




6. Визначення динамічних показників
Для уточнення пускового моменту та розрахунку динамічної міцності обертаючихся деталей приводу, визначаємо момент сил інерції, який необхідно перебороти двигуну при пуску, за методикою, яка викладена в [5].
Ті = Іпр<img width=«12» height=«12» src=«ref-1_1606705066-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">e,                                                                                        (6)
де Іпр — приведений до вала двигуна момент інерції складових частин виконавчого механізму і приводу, кг<img width=«12» height=«12» src=«ref-1_1606705066-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">м2,

e— кутове прискорення вала двигуна, с-2.

Приведений до вала двигуна момент інерції визначаємо за формулою:
Іпр = Ідв + <img width=«83» height=«44» src=«ref-1_1606705228-249.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">                                                                        (7)
де Ідв — момент інерції якоря двигуна та муфти по даним [2] складає 0,12+ 0,32= 0,44 кгм2,

Ізір — момент інерції стальної зірочки (<img width=«13» height=«17» src=«ref-1_1606705477-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">= 7800 кг/м3), шириною а = 0,02 м.

Діаметр зірочки Z/t=10/125:
<img width=«253» height=«65» src=«ref-1_1606705565-765.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">

Ізір=mrІ/2=(r/2)a(pDІ/4)(D/2)= pDІ DІra/32=0,409 кгмІ
Будемо вважати, що грузонесучий ланцюг та маса вантажу, яка на ньому знаходиться зосереджена на ободі зірочки, тоді момент інерції ланцюга з вантажем буде рівний

Іланц = mланц<img width=«12» height=«12» src=«ref-1_1606705066-81.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">rзір2 = mланц(D/2)2,

mланц=F/g;F=Т/(D/2)=2Т/ D; mланц =2Т/gD=2х3750/9,81х0,405=1890 кг
D — зовнішній діаметр ведучої зірочки ланцюгового транспортера,
Таким чином Іланц =1890х(0,405/2)І=77,5 кгмІ.
Іпр = 0,44 +(4х0,409+77,5)/50І = 0,472 кгм2.
Для обчислення кутового прискорення визначаємо час пуску двигуна tп за формулою:
<img width=«97» height=«45» src=«ref-1_1606706411-267.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">                                                                                     (8)
де Іпр — приведений до вала двигуна момент інерції 0,472 кгм2,

<img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1606700671-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">ном — номінальна кутова швидкість якоря двигуна
wном=pn/30=3,14х970/30=101,53 1/с.
Тп — пусковий момент двигуна, рівний двом номінальним моментам Тном по даним [2].
Тп = 2Тном = 2Р/wном =22000/101,53=218,68 Нм.
Тоді
tп = 0,472х101,53/216,68 = 0,22 с


Середнє кутове прискорення
e=wном / tп = 461,5 с–2.
Підставляючи отримані значення в формулу (6), отримуємо що
Тu = 0,472х461,5= 217,82 Нм,
менше пускового моменту, розвиваємого двигуном Тп = 218, 68 Нм.

Враховуючи, що процес розгону якоря двигуна від <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1606700671-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">поч = 0 до <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1606700671-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">ном = 101,53 с-1 можна вважати завершеним за час 2/3 tп, так як на протязі цього часу кутова швидкість двигуна досягає <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">0,9 <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1606700671-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">ном, визначимо максимально можливий момент сил інерції на валу двигуна і порівняємо його з максимальним моментом, короткочасно розвиваємий двигуном
eмах= 0,9хwном /(2/3 tп)= 623 с-2
Тоді
Тu макс = 0,472х623= 139,68 Нм
По даним [2] двигун допускає короткочасне перевантаження
Тмакс = 2,2 Тном = 2,2х108,34= 238,34 Нм
Враховуючи отримані результати, коли Тu макс <Тмакс, слід в інструкції по експлуатації на ланцюговий транспортер вказати обмеження на увімкнення електроприводу

“ Ланцюговий транспортер можна запускати з навантаженням ”, але щоб уникнути аварійної ситуації практично завжди його запускають без навантаження.




7. Розрахунки на довговічність
Аналізуючи проведені в розділах 5 і 6 розрахунки, необхідно відмітити наступне.

На протязі 0,5 часу циклу t ведуча зірочка ланцюгового транспортера повинна розвивати обертовий момент
Тзір(0,5t) = 3750 Нм,
а на протязі часу 0,5t момент
Тзір(0,5t) = 0,8х4250 = 3000 Нм.
Встановлений в приводі двигун АИР160S6У3 потужністю Р = 11000 Вт при номінальній кутовій швидкості <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1606700671-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">ном = 101,53 с-1 розвиває номінальний момент Тном = 108,34 Нм, що на ведучій зірочці ланцюгового транспортера складе
Тзір(ном) = Тномu<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">= 108,34х57х0,77= 4755 Нм
Таким чином на протязі 0,5t часу цикла перевантаження двигуна складе
n = 3750/4755=0,79, тобто перенавантаження не буде.
Перевірка двигуна за умови нагріву та перевантажувальній здатності дала позитивні результати, тому вважаємо, що момент корисного опору Тзір(0,5t) = 3750 Нм, діючий на протязі 0,5 часу циклу t, не буде давати негативного впливу на працездатність двигуна на протязі необхідного строку служби стрічкового транспортера Lріч = 8 років по завданню, чого не можна стверджувати про черв’ячний редуктор моделі Ч250, встановлений у приводі.

Враховуючи викладене, необхідно виконати розрахунки на довговічність черв’ячної пари, а також валів редуктора.
7.1 Визначення довговічності черв’ячної пари
У відповідності з даними [2] черв’ячний редуктор Ч250 з передаточним числом u = 50 може передавати наступні обертові моменти Тчр:

¾              при частоті обертання швидкохідного вала nш = 1000 об/хв Тчр(1000) = 4120 Нм з ККД <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">= 0,82;

¾              при частоті обертання швидкохідного вала nш = 750 об/хв Тчр(750) = 4820 Нм з ККД <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">=0,81.

Шляхом інтерполірування визначаємо, що при nб = 970 об/хв, що відповідає номінальній частоті обертання вала привідного електродвигуна, черв’ячний редуктор здатний передавати момент Тчр(970) = 4204 Нм з ККД <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081"><img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> 0,819.

Таким чином перевантаження черв’ячного редуктора на протязі 0,5 часу циклу t складе
nчр = <img width=«101» height=«49» src=«ref-1_1606707629-381.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">
де Тзір(0,5 t) = 3750 Нм;

<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">ланц — ККД ланцюгової передачі <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">0,95;
Тчр(970) = 4204 Нм.

nчр = 3750/(0,95х4204)= 0,938


Для черв’ячного редуктора перевантаження не має.У відповідності з даними [7] використаний черв’ячний редуктор Ч250 з u = 50 має наступне співвідношення основних параметрів:

¾              міжосьова відстань aw = 250 мм,

¾              передаточне число u = 50,

¾              число зубців черв’ячного колеса Z2= 50,

¾              число заходів черв’яка Z1 = 1,

¾              осьовий модуль m = 8 мм,

¾              коефіцієнт діаметра черв’яка q = 20,

¾              коефіцієнт зміщення черв’яка х = 0.

Визначаємо діючі контактні напруження на зубцях колеса за формулою джерела [9] на протязі першого та другого періодів циклу:
<img width=«245» height=«59» src=«ref-1_1606708181-706.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">                                                       (9)
де Z2 = 50; q = 20; aw = 250 мм;

Т2 — обертовий момент на вихідному валі редуктора, має два значення при ККД ланцюгової передачі <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">ланц = 0,95.

На протязі 0,5 часу циклу t
Т2(0,5 t) = Тзір(0,5t)/ <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">ланц =3750/0,95=3947,36 Нм
і на протязі 0,5 часу циклу t
Т2(0,5 t) = Тзір(0,5t)/ <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">ланц = 3000/0,95=3157,29 Нм




Кн — коефіцієнт розрахункового навантаження при якісно виготовленій передачі та коловій швидкості колеса V2 < 3 м/с, що має місце у нашому випадку
(V2 = pd2 n2 /60х1000=0,406м/с),
приймають рівним одиниці.

Тоді
sн(0,5t)=(5400/(50/20))Ö( ((50/20 )+1)/250) іх3947,36х1,2=246,25 МПа

sн(0,5t)=220,25 МПа.
Загальне число циклів зміни напружень N для черв’ячного редуктора складає
N = 60 n2 Lh,
де n2 — частота обертання тихохідного вала19,4 об/хв,

Lh — машинний час роботи електропривода
Lh = Lріч 365 Кріч 24 Кдоб ПВ,
де Lріч — строк служби по завданню 8 років,

365 — число днів у році,

Кріч — коефіцієнт річного використання 0,8,

24 — число годин у добі,

Кдоб — коефіцієнт добового використання 0,3,

ПВ — відносна тривалість увімкнення, для неперервного режиму рівна 1.

Таким чином
Lh = 8х365х0,8х24х0,3х1 = 16820 годин
Або
N = 60х19,4х16820 <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">1,95х107 циклів.
Далі визначимо довговічність черв’ячної пари при діючих контактних напруженнях
sн(0,5t)=246,25МПа, sн(0,5t)=220,25 МПа.
та порівняємо її з необхідною по завданню.

Перше напруження діє на протязі
N0,5 t = 0,5 N = 0,975х107 циклів,
а друге напруження діє на протязі
N0,5 t = 0,5 N = 0,975х107 циклів.
По даним заводу-виробника редукторів вінець черв’ячного колеса виготовлений з бронзи БрА9Ж3Л відцентровим литвом, яка має

<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">т = 200 МПа та <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">в = 500 МПа, а черв’як із сталі 40Х із шліфованою та полірованою поверхнею.

Для коліс із БрА9Ж3Л при шліфованих та полірованих черв’яках з твердістю поверхні витків НRC > 45 при швидкості ковзання витків Vs по зубцях колеса менше 6 м/с, що має місце в нашому випадку


Vs = (pmqn1 /60х1000)хcos(arctg(Z1/q)=5,81 м/с,
допустимі контактні напруження згідно [7] приймають в межах
<img width=«167» height=«25» src=«ref-1_1606709406-323.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">(10)
Підставимо <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">т = 200 МПа та Vs = 5,81 м/с в рівняння (10), отримуємо
[<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">]н = 300 — 25х5,81 <img width=«13» height=«16» src=«ref-1_1606709903-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">2х200 або [<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">]н = 154,75… 400 МПа
Враховуючи, що для кривих втоми виконується рівність
[<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">]нmNб = <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">нmN = const,(11)
де [<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">    продолжение
--PAGE_BREAK--]н — допустимі контактні напруження <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101">375 МПа,

m — показник степеня 8,

Nб — базове число циклів навантажень 107,

<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">н — діючі контактні напруження, величина яких по нашим розрахункам складає
<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">н(0,5 t) =246,25 МПаі <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">н(0,5 t) = 220,25 МПа,
N — ресурс бронзового вінця черв’ячного колеса в циклах.

Після підстановки відповідних значень в рівняння (11) отримуємо, що вінець черв’ячного колеса може витримати при <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">н(0,5 t)
N(0,5 t) = 28,29х107,
а при <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">н(0,5 t)


N(0,5 t) = 71,26х107 циклів.
Так як по завданню N(0,5 t) = 0,975х107, а N(0,5 t) = 0,975х107 вважаємо, що черв’ячна пара забезпечую необхідну по завданню довговічність приводу

Lh = 16820 годин.
7.2 Визначення довговічності вала черв’яка
Для цього в першу чергу накреслимо черв’ячну пару редуктора Ч250, який встановлений в передаточному механізмі електроприводу ланцюгового транспортера, в ізометрії (рис. 5) та визначимо величину сил, що діють в полюсі черв’ячного зачеплення.
<img width=«324» height=«339» src=«ref-1_1606710858-3581.coolpic» v:shapes="_x0000_s1028">
Рис. 5. Схема сил діючих в черв’ячному зачепленні:

1 — колесо (колесо і черв’як умовно розведені),

2 — черв’як.
Колова сила черв’яка Ft1, рівна осьовій силі колеса Fa2


Ft1 = Fa2 = 2T1/d1,
де Т1 — обертовий момент на валу черв’яка

Т1 = Рhм/wном = 107,26 Нм

(р — номінальна потужність електродвигуна 11000 Вт,

<img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1606700671-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">— номінальна кутова швидкість вала електродвигуна 101,53 с-1,

<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108">м — ККД муфти, яка з’єднує вал електродвигуна та вал черв’яка, <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">0,99),

d1 — ділильний діаметр черв’яка d1 = qm = 20х8= 160 мм = 0,16 м.

Після підстановки значень маємо
Ft1 = Fa2 = 2х107,26/0,16 = 1340,75 Н
Колова сила колеса Ft2, рівна осьовій силі черв’яка Fa1
Ft2 = Fa2 = 2T2/d2,
де Т2 — обертовий момент на колесі
Т2 = Т1u<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">чр = 107,26х50х0,819= 4392,3 Нм
(тут Т1 = 107,26 Нм, u — передаточне число редуктора50, <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">чр — ККД редуктора <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112">0,819),

d2 — ділильний діаметр колеса
d2 = mZ2 = 8х50 = 400 мм = 0,4 м
Тоді




Ft2 = Fa1 = 2х4392,3 /0,4 <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">21961,5 Н
Радіальні сили, що діють в полюсі зчеплення черв’ячної пари
Fr1 = Fr2 = Ft2 tg<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606715039-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114"> = 21961,5 х tg 20o =21961,5 х0,36397 = 7992,3 H
Далі виконуємо ескізну компоновку вала черв’яка в зібраному вигляді та будуємо розрахункові схеми вала (рис.6). Потім окремо креслимо розрахункові схеми сил, які діють в вертикальній та горизонтальній площинах (рис. 7 і 8) на вал черв’яка, і для кожного діючого навантаження будуємо епюри сил та моментів.

<img width=«230» height=«138» src=«ref-1_1606715127-11414.coolpic» v:shapes="_x0000_s1029">
Розрахунки реакцій опор, згинаючих та обертаючих моментів викладаємо нижче в послідовності розрахункових схем діючих сил, які наведені на рис.7 і 8.
Рис. 6. Ескізна компоновка вала черв’яка в зібраному виді (а) і розрахункові схеми вала черв’яка: б — загальна, в, г — сили Ft, Fr i Fa приведені до осі вала та зображені окремо в вертикальній та горизонтальній площинах.



<img width=«448» height=«526» src=«ref-1_1606726541-4986.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">

Рис. 7. Розрахункові схеми (а, г), епюри сил (б, д) та епюри згинаючих

моментів (в, е) для вала черв’яка від навантажень, діючих у вертикальній площині.
<img width=«106» height=«152» src=«ref-1_1606731527-3967.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116">

Рис.8. Розрахункові схеми (а, г), епюри сил (б, д) та епюри згинаючих моментів (в, е) для вала черв’яка від навантажень, діючих в горизонтальнійплощині, та епюра обертового моменту (ж).


Від радіальної сили Fr1



<img width=«17» height=«20» src=«ref-1_1606735494-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">Мb = Ra(Fr) хl – Fr1хb = 0,

Ra(Fr) = 7992,3х0,19/0,38= 3996,15 H

Rb(Fr) = 3996,15 H

<img width=«17» height=«20» src=«ref-1_1606735494-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118">М(Fr) (d-d)= 759,26 Hм
Від момента Ма
<img width=«17» height=«20» src=«ref-1_1606735494-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119">Мb(Ma) = Ra(Ma) хl — Ma = 0,

Ma = Fa1хd1/2 = = 988,26 Hм

Ra(Ma) = Ma / l = 988,26/0,38=2600,7 Н

Rb(Ma) = Ra(Ma) = 2600,7 Н

ММа( d-d)= Ra(Ma) ха =494,13 Hм
Від колової сили Ft1
<img width=«17» height=«20» src=«ref-1_1606735494-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120">Mb = Ra(Ft) l — Ft1 b = 0,

Ra(Ft) = Ft1 b/ l = 670,35 H

Rb(Ft) = 670,35 H

М(Ft) (d-d) = 127,37 Нм
Від додаткової сили Fм = (0,1...0,3)Ft1=200 Н, яка виникає при неспіввісності напівмуфти.
<img width=«17» height=«20» src=«ref-1_1606735494-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">Mb = Ra(Fм)l — FмC = 0,

Ra(Fм) = FмC/ l=200х0,14/0,38 = 73,68 H

<img width=«17» height=«20» src=«ref-1_1606735494-93.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122">Ma = –Fм(С + l) + Rb(Fм)l = 0,

Rb(Fм) = Fм(С + l)/ l = 200х1,14/0,38=600 H

М(Fм) (d-d)= Ra(Fм) ха=14 Нм
Обертовий момент Т1
Т1 = Ft1 d1/2 = 1340,75х0,16/2= 107,26 Нм
Сумарний згинаючий момент в найбільш напруженому перерізі d—d буде дорівнювати:
М(d-d)= 1261,33Нм
Повні радіальні реакції опор А і В відповідно будуть рівні:
Ra= 6638,67 Н

Rb= 1397,22 Н
Визначаємо амплітудні значення напружень згину <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123">а в найбільш напруженому перерізі d—d вала черв’яка за відомою формулою:
<img width=«113» height=«47» src=«ref-1_1606736139-282.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124">,
де <img width=«37» height=«20» src=«ref-1_1606736421-133.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125"> — сумарний згинаючий момент в перерізі d — d 1261,33 Нм,

W — момент опору при згині поперечного перерізу вала черв’яка W<img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126">0,1 d3 (тут d — діаметр ділильного циліндра черв’яка <metricconverter productid=«0,16 м» w:st=«on»>0,16 м).

Після підстановки значень маємо
<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127"> а=<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128">u= 1261,33/0,0004=3 МПа


Можливий строк служби вала черв’яка по напруженням згину в найбільш напруженому перерізі d — d визначаємо використовуючи методику, викладену в джерелі [2] за формулою:
<img width=«205» height=«27» src=«ref-1_1606736812-406.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129">                                                               (12)
де <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">і — діюче згинаюче напруження в небезпечному перерізі

<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">і = <img width=«16» height=«15» src=«ref-1_1606737392-89.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">u= 3 МПа

<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">-1 — границя витривалості при симетричному циклі навантаження, для сталі 40Х, із якої виготовлений черв’як, <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134">-1 = 350… 420 МПа, приймаємо <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1606709232-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135">-1 = 380 МПа,

Кб — коефіцієнт концентрації напружень, при змінному навантаженні <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">1,5,

Nі — можливий строк служби в циклах,

Nб — базове число циклів навантаження 107,

m — показник степеня, змінюється в межах від 6 до 10, приймаємо m = 9, як для деталі малого діаметру,

Еs — масштабний кофіцієнт <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137">0,8,

Е<img width=«13» height=«21» src=«ref-1_1606737910-91.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138">— коефіцієнт, що враховує стан поверхні, для шліфованої та полірованої поверхні черв’яка <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">0,9,

Еt — коефіцієнт, що враховує вплив робочої температури 1,0,

n — коефіцієнт запасу <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140">1,4.

Підставляючи прийняті значення в рівняння (12), отримуємо
Ni= 0,434х1018 циклів,
Так як Ni> 25х107то приймаймо Ni= 25х107циклів

що складає довговічність в годинах при частоті обертання вала черв’яка n1=970 об/хв

Lh = <img width=«109» height=«48» src=«ref-1_1606738169-369.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">= 2874 годин.
<img width=«369» height=«60» src=«ref-1_1606738538-3892.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142">

Рис. 10. Структурна схема електропривода

1 — електродвигун,

2 — муфта гнучка,

3 — редуктор черв’ячний,

4 — передача ланцюгова,

5 — зірочка ведуча.




8. Розрахунок ланцюгової передачі
Виконаний у відповідності з методикою, яка викладена в главі 10 джерела [3].

Вихідні дані:

¾              Частота обертання ведучої зірочки n1 = 19,4 об/хв.

¾              Передаточне число u = 1,14.

¾              Середній момент корисного опору на валу веденої зірочки, який рівний середньому моменту корисного опору на валу ведучої зірочки ланцюгового транспортера, Т2 = 3375 Нм.

¾              Розташування лінії центрів передачі — під кутом 30о до горизонту.

¾              Передача — відкрита, змащування постійне за допомогою крапельниці.

¾              Натягування ланцюга за допомогою підпружиненого ролика, тобто автоматичне.

У відповідності з рекомендаціями [3] приймаємо число зубців зірочок:

ведучої Z1 = 29-2u=29–2х1,14=26,72, приймаємо Z1=27 i веденої Z2 = uZ1=1,14 х27=30,78. приймаємо Z2=31;

Визначаємо коефіцієнт експлуатації Ке, що враховує конкретні умови монтажа та експлуатації ланцюгової передачі за формулою:
Ке = К1 К2 К3 К4 К5 К6,                                                                     (15)
де К1 — коефіцієнт, що враховує характер зміни навантаження; при постійному навантаженні, без різких коливань, що має місце в нашому випадку, К1 = 1,0;

К2 — коефіцієнт, що враховує вплив міжосьової відстані а; при а = (30...60) t (t — крок ланцюга), К2 = 1,0;

К3 — коефіцієнт, величина якого залежить від кута нахилу передачі до горизонту, якщо кут менше 60о (у нас 30о), то К3 = 1,0;

К4 — коефіцієнт, що враховує спосіб регулювання натягнення ланцюга, для автоматичного способу К4 = 1,0;

К5 — коефіцієнт, що враховує вплив способу змащення передачі, при крапельному змащуванні К5 = 1,2;

К6 — коефіцієнт змінності; так як коефіцієнт добового використання стрічкового транспортера по завданню Кдоб = 0,3, тобто одну зміну, то К6 = 1,0.

Тоді маємо
Ке =1х1х1х1х1,2х1 = 1,2
Середній момент корисного опору на валу ведучої зірочки Z1 при ККД ланцюгової передачі <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606701623-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143">ланц = 0,95
Т1 = 3375/1,14х0,95=3116,3 Нм
Визначаємо крок ланцюга типа ПР нормальної точності при розрахунковій довговічності 10000 годин, прийнявши орієнтовно за нормами DІN8195 допустимий середній тиск при швидкості ланцюга V<img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144">1 м/с [P] = 25 МПа, за наступною формулою:
t = <img width=«85» height=«51» src=«ref-1_1606742601-339.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145">                                                                                  (16)
деТ1 = 3116,3 Нм = 3116,3 х103 Нмм,

Ке = 1,2;Z1 = 27;

[P] = 25 МПа (Н/мм2)

Після підстановки значень маємо

t = 46,38 мм

Приймаємо найближче стандартне значення t = 44,45 мм.

Визначаємо швидкість ланцюга
V = Z1 t n1/60000= 0,39 м/с
Перевіряємо розрахований тиск за формулою (16)
Р = 2,8іх Т1 Ке / Z1 tі = 34,26 МПа
[P]=34,3 МПа

Умова Р <img width=«13» height=«16» src=«ref-1_1606709903-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146"> [P] виконана, тому строк служби ланцюга електроприводу 16820 годин

До встановлення приймаємо ланцюг привідний роликовий однорядний з кроком t = 44,45 мм, руйнуюче навантаження якої Fв = 172,4 кН, маса m = 7,5 кг/м. Умовне позначення ланцюга

Ланцюг ПР 44,450-17240 ГОСТ 13568-75.

Визначаємо геометричні параметри передачі:

Міжосьова відстань
а = 40t = 40х44,45 = 1778 мм,
число ланок ланцюга
Lt = 2а/t + 0,5(Z1 + Z2) = 2х40 + 0,5(27+31) = 109
розрахункова довжина ланцюга




L = Lt t = 109х44,45 = 4845 мм
Перевіряємо ланцюг на число ударів, використовуючи формулу:
W = <img width=«52» height=«45» src=«ref-1_1606743028-218.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147">                                                                                      (17)
деZ1 = 27; n1 = 19,4об/хв; Lt = 109

Після підстановки значень отримуємо
W = 4х27х19,4/60х109=0,32 с-1
Допустиме значення
[W] = 508/t = 508/44,45 = 11,43 с-1,
умова W<img width=«13» height=«16» src=«ref-1_1606709903-88.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148">[W] виконується.

Коефіцієнт запасу міцності ланцюга визначаємо за формулою:
S = <img width=«83» height=«47» src=«ref-1_1606743334-249.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149">,                                                                                (18)
де Fв — руйнуюче навантаження ланцюга 172400 Н,

Ft — колове зусилля на зірочці
Ft = 2Т1p/ Z1 t= 16,3 кН;
Fц — навантаження від відцентрових сил
Fц = mV2 = 7,5х0,322 = 1,14 Н;

Ff — сила від провисання ланцюга
Ff = 9,81 Kf ma (тут Кf — коефіцієнт <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150">4, m = 7,5 кг/м, а = 1,778 м)

Ff = 9,81х4х7,5х1,778 <img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">523,27 Н.
Після підстановки отриманих значень в формулу (18) маємо
S = 17240/(16300+1,14+523,27)= 10,24
При частоті обертання меншої зірочки n1<img width=«15» height=«12» src=«ref-1_1606693175-84.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152">20 об/хв для ланцюга з кроком t = 44,45 мм нормативний коефіцієнт запасу міцності [S] = 7,6. Отже, умова S <img width=«13» height=«16» src=«ref-1_1606701379-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153"> [S] виконується.




9. Розрахунок імовірності безвідмовної роботи електропривода
Розрахунок виконано у відповідності з методикою, викладеною в главі 18 джерела [2].

Структурна схема електропривода разом з ведучою зірочкою ланцюгового транспортера показана на рис.10. Такий склад електропривода зв’язаний з тим, що ведена зірочка ланцюгової передачі насаджена на вал ведучої зірочки.

Розподіл імовірності безвідмовної роботи електроприводу експоненційне. По табл. 18.1 знаходимо середні величини параметрів потоку відмов на 105 годин роботи електроприводу:

¾              асинхронний електродвигун<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606743922-89.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154">1 = 0,86;

¾              муфта гнучка<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606743922-89.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155">2 = 0,07;

¾              редуктор черв’ячний<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1606743922-89.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156">    продолжение
--PAGE_BREAK--