Электромеханический привод рабочего механизма

Курсак.doc

Міністерство освіти і науки України
Полтавський національний технічний університет імені Юрія Кондратюка
Електромеханічний факультет
Кафедра обладнання нафтових та газових промислів
Розрахунково-пояснювальна записка
до курсового проекту на тему:
“Основи конструювання механічної частини електроприводів”
“Запропонувати електромеханічний привід виконуючого механізму”
Опис будови та принципу дії електроприводу.
Попередній вибір електродвигуна.
Компоновка кінематичної схеми електроприводу.
Вибір електродвигуна та аналіз кінематичних схем
Теплова перевірка вибраного двигуна.
Визначення динамічних показників.
Розрахунок на довговічність.
Визначення довговічності черв’ячної пари.
Визначення довговічності вала черв’яка.
Розрахунок ланцюгової передачі.
Розрахунок імовірності.
Завдання на курсовий проект на 2 листах формату А4.
В цій РПЗ приведені деякі розрахунки електромеханічного приводу ланцюгового транспортера.
Ланцюговий транспортер це — машина неперервної дії для переміщення кускових або штучних вантажів яка широко застосовується при механізації та автоматизації промислових процесів в різних галузях народного господарства.
Ланцюговий транспортер (рис.1) виконаний у вигляді двох зірочок: ведучої 1 та веденої 2 через які перекинуто транспортерний ланцюг 3. Ведена зірочка має натяжний пристрій гвинтового типу 4. Тяговим та вантажонесучим органом у ланцюгового транспортера є ланцюг 3 та напрямлячі-опори 5 які розташовані як під верхньою так і під нижньою гілками ланцюга. Швидкість руху ланцюга коливається від 1 до 8мс в залежності від виду транспортуємого вантажу та умов експлуатації.
Проектуємий електропривід буде передавати обертовий рух ведучій зірочці 1.
Транспортні пристрої забезпечують неперервність технологічних процесів тому до них застосовують особливі вимоги по надійності та довговічності. У зв’язку з цим оптимальним приводом для ланцюгового транспортера буде електричний привід з асинхронним електродвигуном змінного струму який має суттєву перевагу у порівнянні з іншими видами приводів (гідравлічним та пневматичним).
Приводи з асинхронними двигунами широко розповсюджені в робототехнічних та технологічних комплексах. Це пояснюється тим що асинхронні двигуни мають просту конструкцію надійні в експлуатації дешевші значно легші та менші за розмірами від електричних двигунів іншого типу.
Враховуючи викладене вважаємо що основною метою цього проекту є розробка такої конструкції передаточного механізму електроприводу яка б відповідала всім вимогам що ставляться в технічному завданні.
Для успішного вирішення поставленої задачі в проектуємому передаточному механізмі необхідно використати якомога більше число серійно виготовляємих складових частин що мають гарантовану заводом-виробником надійність та довговічність.
Рис. 1. Кінематична схема стрічкового транспортера:
— ланцюг транспортний
Опис будови та принципу дії електроприводу
В результаті техніко-економічного аналізу (див. розділ 4) вибрано кінематичну схему розробляємого електроприводу (рис.2).
Електропривід включає двигун М який за допомогою пружної втулочно-пальцевої муфти МУВП з’єднаний з вхідним валом черв’ячного редуктора Ч250. На вихідний вал черв’ячного редуктора насаджено зірочку Z1 яка за допомогою втулочно-роликового ланцюга Ц з’єднана з веденою зірочкою Z2 що закріплена на валу ведучої зірочки ланцюгового транспортера. Ланцюгова передача має натяжний ролик НР.
Електродвигун з черв’ячним редуктором змонтовані на окремій рамі тобто виконані у вигляді самостійного блоку який розташований під холостою гілкою стрічкового транспортера. Така компоновка електропривода відповідає принципам блочно-модульної побудови машин дозволяє вписатися в габарити ланцюгового транспортера та дає можливість зручного обслуговування складових частин електропривода при експлуатації.
Технічна характеристика електропривода
Номінальний обертовий момент на вихідному валу Нм —6180;
Частота обертання вихідного вала обхв — 17;
Електродвигун — АИР160S6У3 Р=110 кВт n=970 обхв;
Редуктор — Ч-250-50-194-51-У3 Твих=4120 Нм при nб=1000 обхв;
Габаритні розміри мм довжина —1312 ширина —648 висота —760;
Рис.2. Кінематична схема електроприводу ланцюгового транспортера:
Попередній вибір електродвигуна
Визначаємо корисну потужність яка необхідна для привода стрічкового транспортера за формулою:Ркор=Ткор(1)
де Ткор — середній момент корисного опору на ведучому барабані за графіком навантаження Нм;
— кутова швидкість ведучої зірочки с-1.
Враховуючи характер навантаження (див. рис. 2 в технічному завданні)
Ткор=(Тх 05t + 08Тх05 t)(05 t +05 t)=09Т=09х3750=3375 Нм.
де Т — діючий момент корисного опору на ведучому барабані —3750 Нм який заданий;
t — час дії навантаження хв.
=p n30=pх 1730=178 1с.
де n — частота обертання ведучої зірочки 17 обхв по завданню.
Підставивши отримані значення Ткор та в рівняння (1) отримаємо:
Ркор=3375 х178=60075 Вт
Необхідну потужність елкктродвигуна визначаємо за формулою:
де к — коефіцієнт запасу величина якого згідно даних [1] коливається від 11 до 12; приймаємо 11;
— коефіцієнт корисної дії передаточного механізму склад якого невідомий; тому попередньо приймаємо = 07.
Рнеобх=11 х60075 07=944035 Вт
Номінальну потужність Рном встановлюємого електродвигуна визначаємо по каталогу [2] виходячи із співвідношення:
Враховуючи що електродвигуни змінного струму по масі на 50% легші та вимагають в 45 рази менших витрат міді у порівнянні з електродвигунами постійного струму [2] мають більш високу ступінь захисту а також у зв’язку з умовами роботи стрічкового транспортера та вимогами технічного завдання в проектуємому електроприводі орієнтуємося на застосування трифазних асинхронних електродвигунів змінного струму з короткозамкнутим ротором як найбільш простих надійних та дешевих.
В електроприводі що ми проектуємо можуть бути використані асинхронні електродвигуни технічні показники яких наведені в таблиці 1.
Таблиця 1.Технічні показники електродвигунів що призначені для використання в електроприводі.
Р — номінальна потужність двигуна
n — асинхронна частота обертання вала
L B H — довжина ширина та висота двигуна
db — приєднувальний діаметр вала
lb — довжина приєднувальної частини вала
ТпускТном і ТмаксТном — відношення пускового та максимального моментів до номінального моменту що розвиває двигун
m D2 — маховий момент ротора двигуна
— коефіцієнт корисної дії.
Компоновка кінематичної схеми електропривода
Попередньо вибрані до встановлення два типи двигунів з синхронними частотами обертання валів1000 1500 обхв визначають дві можливих варіанти кінематичних схем передаточного механізму.
Визначаємо для кожного варіанта передаточне відношення по формулі:
деnдв — асинхронна частота обертання якоря двигуна обхв
n — частота обертання ведучої зірочки ланцюгового транспортера обхв
і результати розрахунків зводимо в таблицю 2.
Таблиця 2. Передаточні відношення передаточних механізмів
електроприводу для різних двигунів
Частота обертання вала двигуна асинхронна nдв обхв
Частота обертання ведучої зірочки ланцюгового транспортера nЗ обхв
Передаточне відношення
Далі визначаємо передаточне відношення передаточного механізму електропривода транспортера за умови мінімального часу пуску. Розрахунок ведемо згідно слідуючої таблиці 3 враховуючи що момент інерції ротора двигуна пропорційний його маховому моменту.
Таблиця 3.Динамічні характеристики електроприводів
Характеристики двигунів за каталогом
Розрахунковіі величини
Наведені розрахунки свідчать про те що при мінімальному часі пуску оптимальним буде електропривід з двигуном АИР132М4У3 так як він має найменший добуток m D2 i2. Цей двигун має (див. табл. 1) найменшу масу серед розглянутих двигунів. Як видно з таблиці 1 із підвищенням частоти обертання якоря маса двигуна та його габаритні розміри зменшуються знижується ціна а ККД збільшується. Але робочий ресурс також зменшується.
Враховуючи викладене для розробки компоновочних схем електропривода зупинимося на електродвигунах
АИР132М4У3 та АИР160S6У3
Розробляючи кінематичні схеми передаточних механізмів враховуємо також вимоги найменших габаритних розмірів і можливість вписатися в габаритні розміри ланцюгового транспортера. Звісно найбільш зручним буде електропривід який буде розташований під ланцюговим транспортером. Така умова потребує застосування в якості останнього ланцюга електропривода механічної передачі з гнучким зв’язком. Для тихохідних механізмів (транспортерів і конвейєрів) що має місце в нашому випадку рекомендують ланцюгові передачі на якій ми й зупинимося [3].
Орієнтуючись на ці обмеження компонуємо кінематичні схеми електроприводу з вибраним двигуном. В якості складових частин використовуємо якомога більше серійно випускаємих механічних редукторів муфт гнучких зв’язків і т.д. так як тільки в цьому разі ми можемо досягти найбільш економічного рішення найбільшої довговічності та надійності приводу.
Таблиця 4. Перелік складових частин електроприводів та розбиття передаточного числа
Ч320-80-51-1-2Ц-У3 по ТУ2-056-1-32-75; =083 Т=6100Нм а=320 мм u=80 (передаточне число)
-2 - варіанти розташування
Ц-циліндр. кінці валів
Ч250-50-51-1-2-Ц-У3 по ТУ2-056-1-32-75; =082 Т=4120 Нм а=250 мм
u=50 (передаточне число)
Вибір електродвигуна та аналіз кінематичних схем електроприводу
Уточнюємо коефіцієнти корисної дії кожного варіанта основуючись на тому що складові частини електропривода мають слідуючі значення ККД згідно [2].
Черв’ячний редуктор Ч320 і=80чр=083
Черв’ячний редуктор Ч250 і=50чр=082
Муфта пружна МУВПм=099
Ланцюгова передачалп=095
Тоді відповідно до варіантів загальний ККД передаточного механізму буде рівний:
— 1=мчрлп=099 х 083 х 095=078
— 2=мчрлп=099 х 082 х 095=077
Тепер маючи уточнене значення ККД та величину корисної потужності визначаємо по відомій формулі (2) необхідну потужність електродвигуна для кожного варіанта
— Рнеобх1=к Ркор1=11 х 60075 х 078=84721 Вт
— Рнеобх2=к Ркор2=11 х 60075 х 077=85821 Вт
Основуючись на уточнених розрахунках необхідної потужності та виконуючи умову
для кожного варіанта приймаємо слідуючі асинхронні електродвигун змінного струму
варіант АИР132М4У3Р=110 кВт
варіант АИР160S6У3 Р=110 кВт
Таблиця 6. Результати розрахунків коефіцієнта якості електроприводів
Усталена поту-жністькВт
Дійсний оберт. момент Т на вих. валі Нм
Результати приведених розрахунків свідчать про те що найбільш прийнятним по коефіцієнтам якості є перший варіантале через його велику масу і велику громіздкість компоновки перевагу віддаємо другому варіанту.
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:
де Т1 — момент корисного опору на ведучій зірочці на протязі часу
t1=05t рівний діючому моменту Т Нм
Т2 — момент корисного опору на ведучій зірочці на протязі часу
t2=05t рівний 08 діючого момента Т Нм
Т — діючий момент корисного опору по завданню 3750 Нм.
Після підстановки значень в формулу (5) отримуємо
=082Т²=09Т=09х3750=3375 Нм.
Приводимо еквівалентний момент корисного опору до валу двигуна використовуючи співвідношення
деТекв — приведений до валу двигуна еквівалентний момент корисного опору Нм
u — передаточне число передаточного механізму приводу рівне 57
м — ККД передаточного механізму 077.
Тоді Текв =uhм=337557х077=76896 Нм.
Номінальний момент що розвиває двигун рівний
деР — номінальна потужність двигуна 11000 Вт
— номінальна кутова швидкість усталеного руху якоря двигуна
wном=pn30=314х97030=10153 1с.
Таким чином Тном=Рwном =1100010153=10834 Нм.
Так як номінальний момент розвиваємий двигуном Тном більше еквівалентного моменту навантаження Текв тобто
то двигун не буде перегріватися.
Вибраний двигун допускає короткочасне перевантаження при пуску ТпускТном=2 що більше ніж по завданню Тпуск=18Т.
Виконання двигуна по способу монтажу М100 тобто на лапах по ступеню захисту Р44 тобто закритий з зовнішнім обдувом від власного вентилятора. Двигун може працювати при температурі навколишнього повітря від -40 до +40 оС.
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].
де пр — приведений до вала двигуна момент інерції складових частин виконавчого механізму і приводу кгм2
e — кутове прискорення вала двигуна с-2.
Приведений до вала двигуна момент інерції визначаємо за формулою:
де дв — момент інерції якоря двигуна та муфти по даним [2] складає 012+032=044 кгм2
зір — момент інерції стальної зірочки (= 7800 кгм3) шириною а=002 м.
Діаметр зірочки Zt=10125:
зір=mr²2=(r2)a(pD²4)(D2)= pD² D²ra32=0409 кгм²
Будемо вважати що грузонесучий ланцюг та маса вантажу яка на ньому знаходиться зосереджена на ободі зірочки тоді момент інерції ланцюга з вантажем буде рівний
ланц=mланцrзір2=mланц(D2)2
mланц= F=Т( D2)=2Т D; mланц =2Т g D=2х3750981х0405=1890 кг
D — зовнішній діаметр ведучої зірочки ланцюгового транспортера
Таким чином ланц=1890х(04052)²=775 кгм².
пр=044 +(4х0409+775)50²=0472 кгм2.
Для обчислення кутового прискорення визначаємо час пуску двигуна tп за формулою:
де пр — приведений до вала двигуна момент інерції 0472 кгм2
ном — номінальна кутова швидкість якоря двигуна
Тп — пусковий момент двигуна рівний двом номінальним моментам Тном по даним [2].
Тп=2Тном=2Рwном =2200010153=21868 Нм.
tп=0472х1015321668=022 с
Середнє кутове прискорення
Підставляючи отримані значення в формулу (6) отримуємо що
Тu=0472х4615=21782 Нм
менше пускового моменту розвиваємого двигуном Тп=218 68 Нм.
Враховуючи що процес розгону якоря двигуна від поч=0 до ном=10153 с-1 можна вважати завершеним за час 23 tп так як на протязі цього часу кутова швидкість двигуна досягає 09 ном визначимо максимально можливий момент сил інерції на валу двигуна і порівняємо його з максимальним моментом короткочасно розвиваємий двигуном
eмах=09хwном (23 tп)= 623 с-2
Тu макс=0472х623=13968 Нм
По даним [2] двигун допускає короткочасне перевантаження
Тмакс=22 Тном=22х10834=23834 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.
Розрахунки на довговічність
Аналізуючи проведені в розділах 5 і 6 розрахунки необхідно відмітити наступне.
На протязі 05 часу циклу t ведуча зірочка ланцюгового транспортера повинна розвивати обертовий момент
а на протязі часу 05t момент
Тзір(05t)=08х4250=3000 Нм.
Встановлений в приводі двигун АИР160S6У3 потужністю Р=11000 Вт при номінальній кутовій швидкості ном=10153 с-1 розвиває номінальний момент Тном=10834 Нм що на ведучій зірочці ланцюгового транспортера складе
Тзір(ном)=Тномu= 10834х57х077=4755 Нм
Таким чином на протязі 05t часу цикла перевантаження двигуна складе
n=37504755=079тобто перенавантаження не буде.
Перевірка двигуна за умови нагріву та перевантажувальній здатності дала позитивні результати тому вважаємо що момент корисного опору Тзір(05t)=3750Нм діючий на протязі 05 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.
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 обхв Тчр(1000)=4120 Нм з ККД = 082;
при частоті обертання швидкохідного вала nш=750 обхв Тчр(750)=4820 Нм з ККД =081.
Шляхом інтерполірування визначаємо що при nб=970 обхв що відповідає номінальній частоті обертання вала привідного електродвигуна черв’ячний редуктор здатний передавати момент Тчр(970)=4204 Нм з ККД 0819.
Таким чином перевантаження черв’ячного редуктора на протязі 05 часу циклу t складе
де Тзір(05 t)=3750 Нм;
ланц — ККД ланцюгової передачі 095;
nчр=3750(095х4204)= 0938
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:
де Z2=50; q=20; aw=250 мм;
Т2 — обертовий момент на вихідному валі редуктора має два значення при ККД ланцюгової передачі ланц=095.
На протязі 05 часу циклу t
Т2(05 t)=Тзір(05t) ланц=3750095=394736 Нм
і на протязі 05 часу циклу t
Т2(05 t)=Тзір(05t) ланц = 3000095=315729 Нм
Кн — коефіцієнт розрахункового навантаження при якісно виготовленій передачі та коловій швидкості колеса V2 3 мс що має місце у нашому випадку
(V2=pd 2 n 2 60х1000=0406 мс)
приймають рівним одиниці.
sн(05t)=(5400(5020))( ((5020)+1)250) ³х394736х12=24625 МПа
Загальне число циклів зміни напружень N для черв’ячного редуктора складає
де n2 — частота обертання тихохідного вала194 обхв
Lh — машинний час роботи електропривода
Lh=Lріч 365 Кріч 24 Кдоб ПВ
де Lріч — строк служби по завданню 8 років
5 — число днів у році
Кріч — коефіцієнт річного використання 08
— число годин у добі
Кдоб — коефіцієнт добового використання 03
ПВ — відносна тривалість увімкнення для неперервного режиму рівна 1.
Lh=8х365х08х24х03х1=16820 годин
N=60х194х16820 195х107 циклів.
Далі визначимо довговічність черв’ячної пари при діючих контактних напруженнях
sн(05t)=24625МПа sн(05t)=22025 МПа.
та порівняємо її з необхідною по завданню.
Перше напруження діє на протязі
N05 t=05 N=0975х107 циклів
а друге напруження діє на протязі
N05 t=05 N=0975х107 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 6мс що має місце в нашому випадку
Vs=(pmqn 1 60х1000)хcos(arctg(Z1q)=581 мс
допустимі контактні напруження згідно [7] приймають в межах
Підставимо т=200 МПа та Vs=581 мс в рівняння (10) отримуємо
[]н=300 — 25х581 2х200 або []н=15475 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(05 t) =24625 МПа і н(05 t)= 22025 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(05 t)
N(05 t)= 7126х107 циклів.
Так як по завданню N(05 t)=0975х107 а N(05 t)=0975х107 вважаємо що черв’ячна пара забезпечую необхідну по завданню довговічність приводу
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:
— колесо (колесо і черв’як умовно розведені)
Колова сила черв’яка Ft1 рівна осьовій силі колеса Fa2
де Т1 — обертовий момент на валу черв’яка
(р — номінальна потужність електродвигуна 11000 Вт
— номінальна кутова швидкість вала електродвигуна 10153 с-1
м — ККД муфти яка з’єднує вал електродвигуна та вал черв’яка 099)
d1 — ділильний діаметр черв’яка d1=qm=20х8=160 мм=016 м.
Після підстановки значень маємо
Ft1=Fa2=2х10726016=134075 Н
Колова сила колеса Ft2 рівна осьовій силі черв’яка Fa1
де Т2 — обертовий момент на колесі
Т2=Т1uчр=10726х50х0819=43923 Нм
(тут Т1=10726 Нм u — передаточне число редуктора50 чр — ККД редуктора 0819)
d2 — ділильний діаметр колеса
d2=mZ2=8х50=400 мм=04 м
Ft2=Fa1=2х43923 04 219615 Н
Радіальні сили що діють в полюсі зчеплення черв’ячної пари
Fr1=Fr2=Ft2 tg=219615 х tg 20o=219615х036397=79923 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 вг — 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 (ве) 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)=79923х019038= 399615 H
М(Fr)(d-d)= 75926 Hм
Мb(Ma)=Ra(Ma) хl — Ma=0
Ma=Fa1хd12==98826 Hм
Ra(Ma)= Ma l=98826038=26007 Н
Rb(Ma)=Ra(Ma)=26007 Н
ММа(d-d )=Ra(Ma) ха =49413 Hм
Від колової сили Ft1
Mb=Ra(Ft) l — Ft1 b=0
Ra(Ft)=Ft1 b l = 67035 H
Від додаткової сили Fм=(01 03)Ft1=200 Н яка виникає при неспіввісності напівмуфти.
Ra(Fм)= FмCl=200х014038=7368 H
Ma=–Fм(С + l) + Rb(Fм)l=0
Rb(Fм)= Fм(С + l) l= 200х114038=600 H
М(Fм)(d-d )= Ra(Fм)ха=14 Нм
Т1=Ft1 d12=134075х0162=10726 Нм
Сумарний згинаючий момент в найбільш напруженому перерізі d—d буде дорівнювати:
Повні радіальні реакції опор А і В відповідно будуть рівні:
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 126133 Нм
W — момент опору при згині поперечного перерізу вала черв’яка W01 d3 (тут d — діаметр ділильного циліндра черв’яка 016 м).
а=u= 12613300004=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:
де і — діюче згинаюче напруження в небезпечному перерізі
-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 15
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 08
Е — коефіцієнт що враховує стан поверхні для шліфованої та полірованої поверхні черв’яка 09
Еt — коефіцієнт що враховує вплив робочої температури 10
n — коефіцієнт запасу 14.
Підставляючи прийняті значення в рівняння (12) отримуємо
Ni = 0434х1018 циклів
Так як Ni > 25х107 то приймаймо Ni = 25х107 циклів
що складає довговічність в годинах при частоті обертання вала черв’яка n1=970обхв
Рис. 10. Структурна схема електропривода
— редуктор черв’ячний
— передача ланцюгова
Розрахунок ланцюгової передачі
Виконаний у відповідності з методикою яка викладена в главі 10 джерела [3].
Частота обертання ведучої зірочки n1=194 обхв.
Передаточне число u=114.
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=29–2х114=2672 приймаємо Z1=27
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=10;
К2 — коефіцієнт що враховує вплив міжосьової відстані а; при а= (30 60) t (t—крок ланцюга) К2=10;
К3 — коефіцієнт величина якого залежить від кута нахилу передачі до горизонту якщо кут менше 60о (у нас 30о) то К3=10;
К4 — коефіцієнт що враховує спосіб регулювання натягнення ланцюга для автоматичного способу К4=10;
К5 — коефіцієнт що враховує вплив способу змащення передачі при крапельному змащуванні К5=12;
К6 — коефіцієнт змінності; так як коефіцієнт добового використання стрічкового транспортера по завданню Кдоб=03 тобто одну зміну то К6=10.
Тоді маємоКе =1х1х1х1х12х1=12
Середній момент корисного опору на валу ведучої зірочки Z1 при ККД ланцюгової передачі ланц=095
Т1=3375114х095=31163 Нм
Визначаємо крок ланцюга типа ПР нормальної точності при розрахунковій довговічності 10000 годин прийнявши орієнтовно за нормами DN8195 допустимий середній тиск при швидкості ланцюга V1 мс [P]=25 МПа за наступною формулою:
деТ1=31163 Нм=31163 х103 Нмм
Приймаємо найближче стандартне значення t=4445 мм.
Визначаємо швидкість ланцюга
V=Z1t n160000=039 мс
Перевіряємо розрахований тиск за формулою (16)
Р=28³х Т1 Ке Z1 t³ = 3426 МПа
Умова Р [P] виконана тому строк служби ланцюга електроприводу 16820 годин
До встановлення приймаємо ланцюг привідний роликовий однорядний з кроком t=4445 мм руйнуюче навантаження якої Fв=1724 кН маса m=75 кгм. Умовне позначення ланцюга
Ланцюг ПР 44450-17240 ГОСТ 13568-75.
Визначаємо геометричні параметри передачі:
а=40t=40х4445=1778 мм
Lt=2аt + 05(Z1 + Z2)=2х40 + 05(27+31)=109
розрахункова довжина ланцюга
L=Lt t=109х4445=4845 мм
Перевіряємо ланцюг на число ударів використовуючи формулу:
деZ1=27; n1=194обхв; Lt=109
Після підстановки значень отримуємо
W=4х27х19460х109=032 с-1
Допустиме значення [W]=508t=5084445=1143 с-1 умова W[W] виконується.
Коефіцієнт запасу міцності ланцюга визначаємо за формулою:
де Fв — руйнуюче навантаження ланцюга 172400 Н
Ft — колове зусилля на зірочці
Ft=2Т1p Z1t= 163 кН;
Fц — навантаження від відцентрових сил
Fц=mV2=75х0322=114 Н;
Ff — сила від провисання ланцюга
Ff=981 Kf ma (тут Кf — коефіцієнт 4 m=75 кгм а=1778 м)
Ff=981х4х75х1778 52327 Н.
Після підстановки отриманих значень в формулу (18) маємо
S=17240(16300+114+52327)= 1024
При частоті обертання меншої зірочки n120 обхв для ланцюга з кроком t=4445мм нормативний коефіцієнт запасу міцності [S]=76. Отже умова S [S] виконується.
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=086;
редуктор черв’ячний3=002;
передача ланцюгова4=050;
барабан ведучий5=010.
Параметр потоку відмов всієї системи становить:
= (086 + 007 + 002 + 050 + 010)х10-5=155х10-5 1г.
З урахуванням реальних умов експлуатації приймаємо по табл. 18.2 значення поправочного коефіцієнта інтенсивності відмов як для стаціонарного наземного пристрою
Тоді розрахункова середня величина параметра потока відмов буде рівна
=155х10-5х10=155х10-4 1г.
мовірність 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
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:
Підвищення показників надійності електроприводу може бути досягнено за рахунок застосування асинхронних електродвигунів змінного струму уніфікованої серії нтерелектро — АИ2 а також передаточних механізмів — механічних редукторів сучасної конструкції.
Габаритні розміри 538х302х350
0-38-1.1-38-1.1 - У3
Ч320-80-51-1-2-Ц-У3 по ТУ2-056-1-
=083 при nb=1500 обхв;
Габ. розміри 590х490х875 мм
Швидкохідний вал db=38 ммlb=80 мм
Тихохідний вал dm=120 ммlm=170 мм
Допустиме консольне навантаження на тихохідний вал 7000 Н
Р=110кВтn=970 обхв=088; сos=083;
Габаритні.розміри 1312х648х760
Ч250-50-51-1-2-Ц-У3 по ТУ2-056-1-
=082 при nb=1000 обхв;
Габ. розміри 480х415х705 мм
Швидкохідний вал db=48 ммlb=80мм Тихохідний вал dm=120 ммlm=170 мм
Кацман М.М. Електрические 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. — 184с.
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 до завдання на курсовий проект. .
Рис. 1. Кінематична схема ланцюгового транспортера
(без електроприводу та натяжного пристрою):
— зірочка приводна (ведуча)
— зірочка натяжна (холоста)
— ланцюг транспортера
Рис. 2.Графіки навантаження:
(Т — діючий момент корисного опору
t — тривалість циклу
Тпуск — пусковий момент.
Тпуск = к*Т де к = 20.

СКK.dwg