Електромеханічний привід виконуючого механізму

Тзір(ном) = Тномu= 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:

при частоті обертання швидкохідного вала nш = 1000 об/хв Тчр(1000) = 4120 Нм з ККД = 0,82;

при частоті обертання швидкохідного вала nш = 750 об/хв Тчр(750) = 4820 Нм з ККД =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 0,819.

Таким чином перевантаження черв'ячного редуктора на протязі 0,5 часу циклу t складе

nчр =

де Тзір(0,5 t) = 3750 Нм;

ланц -- ККД ланцюгової передачі 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:

міжосьова відстань aw = 250 мм,

передаточне число u = 50,

число зубців черв'ячного колеса Z2= 50,

число заходів черв'яка Z1 = 1,

осьовий модуль m = 8 мм,

коефіцієнт діаметра черв'яка q = 20,

коефіцієнт зміщення черв'яка х = 0.

Визначаємо діючі контактні напруження на зубцях колеса за формулою джерела [9] на протязі першого та другого періодів циклу:

(9)

де Z2 = 50; q = 20; aw = 250 мм;

Т2 -- обертовий момент на вихідному валі редуктора, має два значення при ККД ланцюгової передачі ланц = 0,95.

На протязі 0,5 часу циклу t

Т2(0,5 t) = Тзір(0,5t)/ ланц =3750/0,95=3947,36 Нм

і на протязі 0,5 часу циклу t

Т2(0,5 t) = Тзір(0,5t)/ 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 = d 2 n 2 /60х1000=0,406 м/с),

приймають рівним одиниці.

Тоді

н(0,5t) =(5400/(50/20))( ((50/20 )+1)/250) ?х3947,36х1,2=246,25 МПа

н(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 1,95х107 циклів.

Далі визначимо довговічність черв'ячної пари при діючих контактних напруженнях

н(0,5t) =246,25МПа, н(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

т = 200 МПа та 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 = (mqn 1 /60х1000)хcos(arctg(Z1/q)=5,81 м/с,

допустимі контактні напруження згідно [7] приймають в межах

(10)

Підставимо т = 200 МПа та Vs = 5,81 м/с в рівняння (10), отримуємо

[]н = 300 -- 25х5,81 2х200 або []н = 154,75... 400 МПа

Враховуючи, що для кривих втоми виконується рівність

[]нmNб = нmN = const,(11)

де []н -- допустимі контактні напруження 375 МПа,

m -- показник степеня 8,

Nб -- базове число циклів навантажень 107,

н -- діючі контактні напруження, величина яких по нашим розрахункам складає

н(0,5 t) =246,25 МПа і 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 н(0,5 t)

N(0,5 t) = 28,29х107,

а при 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.

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 = Рм/ном = 107,26 Нм

(р -- номінальна потужність електродвигуна 11000 Вт,

-- номінальна кутова швидкість вала електродвигуна 101,53 с-1,

м -- ККД муфти, яка з'єднує вал електродвигуна та вал черв'яка, 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 = Т1uчр = 107,26х50х0,819= 4392,3 Нм

(тут Т1 = 107,26 Нм, u -- передаточне число редуктора50, чр -- ККД редуктора 0,819),

d2 -- ділильний діаметр колеса

d2 = mZ2 = 8х50 = 400 мм = 0,4 м

Тоді

Ft2 = Fa1 = 2х4392,3 /0,4 21961,5 Н

Радіальні сили, що діють в полюсі зчеплення черв'ячної пари

Fr1 = Fr2 = Ft2 tg = 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.

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.

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.

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

Мb = Ra(Fr) хl - Fr1хb = 0,

Ra(Fr) = 7992,3х0,19/0,38= 3996,15 H

Rb(Fr) = 3996,15 H

М(Fr) (d-d)= 759,26 Hм

Від момента Ма

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

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.

Mb = Ra(Fм)l -- FмC = 0,

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

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 а в найбільш напруженому перерізі d--d вала черв'яка за відомою формулою:

,

де -- сумарний згинаючий момент в перерізі d -- d 1261,33 Нм,

W -- момент опору при згині поперечного перерізу вала черв'яка W0,1 d3 (тут d -- діаметр ділильного циліндра черв'яка 0,16 м).

Після підстановки значень маємо

а=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:

(12)

де і -- діюче згинаюче напруження в небезпечному перерізі

і = u = 3 МПа

-1 -- границя витривалості при симетричному циклі навантаження, для сталі 40Х, із якої виготовлений черв'як, -1 = 350... 420 МПа, приймаємо -1 = 380 МПа,

Кб -- коефіцієнт концентрації напружень, при змінному навантаженні 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 0,8,

Е -- коефіцієнт, що враховує стан поверхні, для шліфованої та полірованої поверхні черв'яка 0,9,

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

n -- коефіцієнт запасу 1,4.

Підставляючи прийняті значення в рівняння (12), отримуємо

Ni = 0,434х1018 циклів,

Так як Ni > 25х107 то приймаймо Ni = 25х107 циклів

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

Lh = = 2874 годин.

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:

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

Передаточне число u = 1,14.

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

Розташування лінії центрів передачі -- під кутом 30о до горизонту.

Передача -- відкрита, змащування постійне за допомогою крапельниці.

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 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 V1 м/с [P] = 25 МПа, за наступною формулою:

t = (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 = 2,8?х Т1 Ке / Z1 t? = 34,26 МПа

[P]=34,3 МПа

Умова Р [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 = (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[W] виконується.

Коефіцієнт запасу міцності ланцюга визначаємо за формулою:

S = , (18)

де Fв -- руйнуюче навантаження ланцюга 172400 Н,

Ft -- колове зусилля на зірочці

Ft = 2Т1/ 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 4, m = 7,5 кг/м, а = 1,778 м)

Ff = 9,81х4х7,5х1,778 523,27 Н.

Після підстановки отриманих значень в формулу (18) маємо

S = 17240/(16300+1,14+523,27)= 10,24

При частоті обертання меншої зірочки n120 об/хв для ланцюга з кроком t = 44,45 мм нормативний коефіцієнт запасу міцності [S] = 7,6. Отже, умова S [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:

асинхронний електродвигун1 = 0,86;

муфта гнучка2 = 0,07;

редуктор черв'ячний3 = 0,02;

передача ланцюгова4 = 0,50;

барабан ведучий5 = 0,10.

Параметр потоку відмов всієї системи становить:

= (0,86 + 0,07 + 0,02 + 0,50 + 0,10)х10-5 = 1,55х10-5 1/г.

З урахуванням реальних умов експлуатації приймаємо по табл. 18.2 значення поправочного коефіцієнта інтенсивності відмов як для стаціонарного наземного пристрою

Кл = 10.

Тоді розрахункова середня величина параметра потока відмов буде рівна

=1,55х10-5х10 = 1,55х10-4 1/г.

Імовірність безвідмовної роботи електропривода на протязі 2000 годин, тобто на протязі пів-року експлуатації (судячи по даному строку служби Lh = 8 років та машинному часу роботи електропривода стрічкового транспортера 16820 годин) складе

Р(t) = exp (-розр t) = exp (-1,55х10-4х2000) = 0,73;

тобто на протязі пів-року експлуатації кожний четвертий електропривід по тим чи іншим причинам буде відмовляти.

Середній час напрацювання на відмову для електроприводів розробленої конструкції складе:

Т0 = = 6452 години

Підвищення показників надійності електроприводу може бути досягнено за рахунок застосування асинхронних електродвигунів змінного струму уніфікованої серії Інтерелектро -- АИ2, а також передаточних механізмів -- механічних редукторів сучасної конструкції.

Література

Кацман М.М. Электрические машины и электропривод автоматических устройств. -- М.: Высш. шк., 1987. -- 335 с.

Приводы машин: Справочник /В.В. Длоугий, Т.И. Муха, А.П. Цупиков, Б.В. Януш; Под общ. ред. В.В. Длоугого. -- 2-е изд., перераб. и доп. Л.: Машиностроение, Ленингр. отд., 1982. -- 383 с.

Проектировние механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. -- 5-е изд., перераб и доп. -- М.: Машиностроение, 1984. -- 560 с.

Куликов А.А. Основы електропривода. -- Киев, Вища школа, 1977. -- 184 с.

Прикладная механика: Учеб. пособие для вузов /Рук.авт.кол.проф. К.И. Заблонский. -- 2-е изд, перераб. и доп. -- Киев: Вища школа. Головное изд-во, 1984. -- 280 с.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В трёх т. -- 5-е изд., перераб. и доп. -- М.: Машиностроение, 1979.--559 с. т.1 -- 728 с., т.2 -- 559 с., т.3 -- 557 c.

Тарабасов Н.Д., Учаев П.Н.Проектирование деталей и узлов машиностроительных конструкций: Справочник. -- М.: Машиностроение, 1983. -- 239 с.

ГОСТ 16162-85 Редукторы общего назначения. Общие технические требования.

Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. -- Київ: Вища школа, 1993. -- 556 с.

Цехнович Л.И., Петриченко И.Н. Атлас конструкций редукторов. Учебное пособие. 2-е издание переработанное и дополненное. -- Киев, Высшая школа, 1990 -- 151 с.

Додаток 1

Додаток до завдання на курсовий проект

Рис. 1. Кінематична схема ланцюгового транспортера

(без електроприводу та натяжного пристрою):

1 -- зірочка приводна (ведуча),

2 -- зірочка натяжна (холоста),

3 -- ланцюг транспортера

Рис. 2.Графіки навантаження:

(Т -- діючий момент корисного опору,

t -- тривалість циклу,

Тпуск -- пусковий момент.

Тпуск = к*Т, де к = 2,0.

Страницы: 1, 2