Електромеханічний привід виконуючого механізму (стр. 4 из 6)

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

L_h = 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 F_t1, рівна осьовій силі колеса F_a2

F_t1 = F_a2 = 2T₁/d₁,

де Т₁ — обертовий момент на валу черв’яка

Т₁ = Рhм/wном = 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

F_t1 = F_a2 = 2х107,26/0,16 = 1340,75 Н

Колова сила колеса F_t2, рівна осьовій силі черв’яка F_a1

F_t2 = F_a2 = 2T₂/d₂,

де Т₂ — обертовий момент на колесі

Т₂ = Т₁u

_чр = 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

F_t2 = F_a1 = 2х4392,3 /0,4

21961,5 Н

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

F_r1 = F_r2 = F_t2 tg

= 21961,5 х tg 20^o =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 F_t, F_r i F_a 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 F_r1

М_b = R_a(Fr) хl – F_r1хb = 0,

R_a(Fr) = 7992,3х0,19/0,38= 3996,15 H

R_b(Fr) = 3996,15 H

М_(Fr) (d-d)= 759,26 Hм

Від момента М_а

М_b(Ma) = R_a(Ma) хl — M_a = 0,

M_a = F_a1хd₁/2 = = 988,26 Hм

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

R_b(Ma) = R_a(Ma) = 2600,7 Н

ММа( d-d )= R_a(Ma) ха =494,13 Hм

Від колової сили F_t1

M_b = R_a(Ft) l — F_t1 b = 0,

R_a(Ft) = F_t1 b/ l = 670,35 H

R_b(Ft) = 670,35 H

М_(Ft) (d-d) = 127,37 Нм

Від додаткової сили F_м = (0,1...0,3)F_t1=200 Н, яка виникає при неспіввісності напівмуфти.

M_b = R_a(Fм)l — F_мC = 0,

R_a(Fм) = F_мC/ l=200х0,14/0,38 = 73,68 H

M_a = –F_м(С + l) + R_b(Fм)l = 0,

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

М_(Fм) (d-d )= R_a(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 W

0,1 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,

К_б — коефіцієнт концентрації напружень, при змінному навантаженні

1,5,

N_і — можливий строк служби в циклах,

N_б — базове число циклів навантаження 10⁷,

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

Е_s — масштабний кофіцієнт

0,8,

Е

— коефіцієнт, що враховує стан поверхні, для шліфованої та полірованої поверхні черв’яка

0,9,

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

n — коефіцієнт запасу

1,4.

Підставляючи прийняті значення в рівняння (12), отримуємо

N_i = 0,434х10¹⁸ циклів,

Так як N_i > 25х10⁷то приймаймо N_i = 25х10⁷циклів

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

L_h =

= 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:

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 30^о до горизонту.