Електромеханічний привід виконуючого механізму (стр. 3 из 6)

mланц=F/g;F=Т/( D/2)=2Т/ D; mланц =2Т/g D=2х3750/9,81х0,405=1890 кг

D — зовнішній діаметр ведучої зірочки ланцюгового транспортера,

Таким чином І_ланц =1890х(0,405/2)²=77,5 кгм².

І_пр = 0,44 +(4х0,409+77,5)/50² = 0,472 кгм².

Для обчислення кутового прискорення визначаємо час пуску двигуна t_п за формулою:

(8)

де І_пр — приведений до вала двигуна момент інерції 0,472 кгм²,

_ном — номінальна кутова швидкість якоря двигуна

wном=pn/30=3,14х970/30=101,53 1/с.

Т_п — пусковий момент двигуна, рівний двом номінальним моментам Т_ном по даним [2].

Т_п = 2Т_ном = 2Р/wном =22000/101,53=218,68 Нм.

Тоді

t_п = 0,472х101,53/216,68 = 0,22 с

Середнє кутове прискорення

e=wном / t_п = 461,5 с^–2.

Підставляючи отримані значення в формулу (6), отримуємо що

Т_u = 0,472х461,5= 217,82 Нм,

менше пускового моменту, розвиваємого двигуном Т_п = 218, 68 Нм.

Враховуючи, що процес розгону якоря двигуна від

_поч = 0 до _ном = 101,53 с^-1 можна вважати завершеним за час 2/3 t_п, так як на протязі цього часу кутова швидкість двигуна досягає 0,9 _ном, визначимо максимально можливий момент сил інерції на валу двигуна і порівняємо його з максимальним моментом, короткочасно розвиваємий двигуном

e_мах = 0,9хwном /(2/3 t_п)= 623 с^-2

Тоді

Т_{u макс} = 0,472х623= 139,68 Нм

По даним [2] двигун допускає короткочасне перевантаження

Т_макс = 2,2 Т_ном = 2,2х108,34= 238,34 Нм

Враховуючи отримані результати, коли Т_{u макс} <Т_макс, 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

Т_зір(0,5t) = 3750 Нм,

а на протязі часу 0,5t момент

Т_зір(0,5t) = 0,8х4250 = 3000 Нм.

Встановлений в приводі двигун АИР160S6У3 потужністю Р = 11000 Вт при номінальній кутовій швидкості

_ном = 101,53 с^-1 розвиває номінальний момент Т_ном = 108,34 Нм, що на ведучій зірочці ланцюгового транспортера складе

Т_{зір(ном)} = Т_номu

= 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 Т_зір(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 L_річ = 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 Т_чр:

¾ при частоті обертання швидкохідного вала n_ш = 1000 об/хв Т_чр(1000) = 4120 Нм з ККД

= 0,82;

¾ при частоті обертання швидкохідного вала n_ш = 750 об/хв Т_чр(750) = 4820 Нм з ККД

=0,81.

Шляхом інтерполірування визначаємо, що при n_б = 970 об/хв, що відповідає номінальній частоті обертання вала привідного електродвигуна, черв’ячний редуктор здатний передавати момент Т_чр(970) = 4204 Нм з ККД

0,819.

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

n_чр =

де Т_зір(0,5 t) = 3750 Нм;

_ланц — ККД ланцюгової передачі 0,95;

Т_чр(970) = 4204 Нм.

n_чр = 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 a_w = 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:

(9)

де Z₂ = 50; q = 20; a_w = 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

К_н — коефіцієнт розрахункового навантаження при якісно виготовленій передачі та коловій швидкості колеса V₂ < 3 м/с, що має місце у нашому випадку

(V₂ = pd 2 n 2 /60х1000=0,406 м/с),

приймають рівним одиниці.

Тоді

sн(0,5t)=(5400/(50/20))Ö( ((50/20 )+1)/250) ³х3947,36х1,2=246,25 МПа

sн(0,5t)=220,25 МПа.

Загальне число циклів зміни напружень N для черв’ячного редуктора складає

N = 60 n₂ L_h,

де n₂ — частота обертання тихохідного вала19,4 об/хв,

L_h — машинний час роботи електропривода

L_h = L_річ 365 К_річ 24 К_доб ПВ,

де L_річ — строк служби по завданню 8 років,

365 — число днів у році,

К_річ — коефіцієнт річного використання 0,8,

24 — число годин у добі,

К_доб — коефіцієнт добового використання 0,3,

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

Таким чином

L_h = 8х365х0,8х24х0,3х1 = 16820 годин

Або

N = 60х19,4х16820

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

N_{0,5 t} = 0,5 N = 0,975х10⁷ циклів,

а друге напруження діє на протязі

N_{0,5 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 V_s по зубцях колеса менше 6 м/с, що має місце в нашому випадку

V_s = (pmqn 1 /60х1000)хcos(arctg(Z1/q)=5,81 м/с,

допустимі контактні напруження згідно [7] приймають в межах

(10)

Підставимо

_т = 200 МПа та V_s = 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

[

]_н^mN_б = _н^mN = const,(11)

де [

]_н — допустимі контактні напруження 375 МПа,

m — показник степеня 8,

N_б — 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,