Перевірка режиму роботи двигуна

(3.1)

Потужність двигуна:

Р_дв= М_ном·ω_дв= 0,02·(2π· (n_дв/ 60));

Р_дв= 0,02·(2π· (6000 / 60)) = 12,56 Вт.

Для нормальної роботи двигуна його середній рушійний момент не повинен перевищувати номінальний. Отже, повинна виконуватись вимога:

(3.2)

М_ном≥ М_ЕК.

Оскільки режим роботи двигуна не постійний, то його середній момент визначається так званим еквівалентним моментом:

(3.3)

де М_дві – рушійний момент двигуна в і-ті фази циклу; t_і – тривалість і-х фаз циклу; t_ц= Σt_i – тривалість усього циклу.

Щоб перевірити умови, будуємо циклограму кутових швидкостей вала двигуна. Оскільки цикл симетричний, то:

– тривалість прискорення t₁ = t_р/2 = 1,32/2 = 0,66 с;

– тривалість огляду t₂= α/α’ = 135/120 = 1,125 с;

– тривалість гальмування t₃= t₁= 0,66 с;

– t₁= t₄; t₂= t₅; t₃= t₆.

Тривалість циклу:

t_ц = 0,66 + 0,66 + 0,66 + 0,66 + 1,125 + 1,125 = 4,89 с.

Відповідно до циклограми швидкостей обчислюємо циклограму моментів.

Динамічний момент у періоди пуску та реверсу визначається за формулою:

(3.3)

М_д= J_п·ε.

Динамічний момент дорівнює за модулем головному моменту сил інерції, що діють на привод під час реверсування, тобто:

М_Д= 10,8·10^-6·952 = 0,0103 Н·м = 10,3 Н·мм.

Рушійні моменти в інтервалі часу t₁-t₆ для М_c = 12 Н·мм (за завданням) будуть:

М_дв1= М_д+ М_с=10,3+12 = 22,3 Н·мм;

М_дв2= М_с= 12 Н·мм;

М_дв3= М_с- М_д= 12-10,8 = 1,7 Н·мм;

М_дв4= - М_д- М_с= -10,3-12 = - 22,3 Н·мм;

М_дв5= - М_с= - 12 Н·мм;

М_дв6= М_д- М_с= 10,3-12 = - 1,7 Н·мм.

Для симетричного циклу з трьома парами (шістьома), попарно однаково навантажених ділянок можна записати:

(3.5)

Підставляючи отримані дані у (3.5), одержуємо , тобто умова (3.2) для вибраного двигуна виконується.

В зв`язку з цим можливо стверджувати, що роботи двигуна відповідає його нормальній експлуатації, тому що М_ном≥ М_ЕК.

Щоб побудувати циклограму моментів скористаємося такими часовими проміжками, як тривалість прискорення, тривалість огляду, тривалість гальмування та рушійними моментами в інтервали часу М_дв1,М_дв2,М_дв3.

Так як цикл симетричний, то реверсні значення будуть симетричним відображенням пускового півперіода відносно осі часу на своїх часових проміжках,які повторюються за такою закономірністью:

t₁ = t₄; t₂= t₅; t₃= t₆_.

Рисунок 3.1 – Циклограма моментів

4 КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК

Обчислюємо необхідне передаточне відношення всього привода:

і_пр= n_дв/n_ск= 6000/20 = 300.

Визначаємо передаточні відношення ступенів, беручи і₄₅= 10. Тоді передаточне відношення редуктора:

і_р= і₁₄= і_пр/і₄₅= 300/10 = 30.

Передаточні відношення ступенів визначаємо за формулою:

і₃₄= і_р/ (і₁₂·і₂₃) = 30 / (2,34·3,1) = 4,136.

Знаходимо числа зубів коліс, призначаючи за ДСТ значення передаточних відношень, близьких до розрахункових. Беремо сумарне число зубів пари коліс у межах 80…100, забезпечуючи z_min ≥ 17.

z₁ = z_Σ/(i₁₂+1) = 80/(2,34+1) = 23,95;

z_2*= z_Σ/(i₂₃+1) = 80/(3,1+1) = 19,51;

z_3*= z_Σ/(i₁₂+1) = 80/(4,136+1) = 15,576;

z₂= z₁·i₁₂=23,95·2,34=56;

z₃= z_2*·i₂₃= 19,51·3,1 = 60,48;

z₄= z_3*·i₃₄= 15,576·4,136 = 64,42.

Розраховані дані заносимо до таблиці 4.1.

Таблиця 4.1 – Передаточне відношення і відповідно значення зубів коліс

і₁₂	і₂₃	і₃₄	Z₁	Z₂	Z_2*	Z₃	Z_3*	Z₄
2,34	3,1	4,136	23,95		19,51	60,48	15,576	64,42

Округлюємо числа зубів, і, якщо потрібно, перепризначуємо їх за формулами наведеними нижче:

I₁₂= z₂_/ z₁ I₂₃= z_3/ z_2*I₃₄= z_4/ z_3*

Фактичні передаточні числа ступенів всього привода будуть занесені до таблиці 4.2.

Таблиця 4.2 – Фактичні значення зубів коліс і передаточні числа

і₁₂	і₂₃	і₃₄	Z₁	Z₂	Z_2*	Z₃	Z_3*	Z₄	І_пр2
2,33		4,13							300,2

Відхилення проектного і фактичного значень передаточного відношення всього привода буде:

, що допускається.

Використовуючи фактичні передаточні відношення ступенів, визначаємо обороти валів:

n₁ = n_дв= 6000 хв^-1;

n₂ = n₁/i₁₂ = 6000/2,33 = 2553 хв^-1;

n₃= n₁/(i₁₂· i₂₃) = 6000/(2,33·3)=851 хв^-1;

n₄= n₁/(i₁₂· i₂₃· i₃₄) = 6000/(2,33·3·4,13) = 206 хв^-1;

n₅= n₁/(i₁₂· i₂₃· i₃₄· i₃₄) = 6000/(2,33·3·4,13·10) = 20,6 хв^-1.

Кінематичний розрахунок дозволяє вирахувати кількість зубів зубчатих коліс та обороти валів з потренованого передаточного відношення всього привода. Весь привод зменшує обороти з 6000 хв^-1, до 20,6 хв^-1 на останньому валу. Розраховане зменшення оборотів забезпечується виконанням умови:

i₁₂ < i₂₃ < i₃₄ < i₄₅,

яка забезпечує мінімізацію моменту інерції редуктора; передаточне відношення останнього ступеня уповільнення було взято:

і₄₅= 10.

СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК

Знаходимо максимальні моменти, що діють на валах, за формулами (приймаємо, що ККД одного ступеня уповільнення дорівнює 0,95):

М₁= М_дв1= 22,3 Н·мм;

М₂= М₁·і₁₂·η;

М₂= М₁·і₁₂·η = 22,3·2,33·0,95 = 49,36 Н·мм;

М₃= М₂·і₂₃·η = 49,36·3,1·0,95 = 145,37 Н·мм;

М₄= М₃·і₃₄·η = 145,37·4,136·0,95 = 571,19 Н·мм,

де η – ККД одного ступеня уповільнення.

Знайдене максимальне значення моментів на валах заносимо до таблиці 5.1.

Таблиця 5.1 – Максимальне значення моментів на валах

М₁	М₂	М₃	М₄= Т₄
22,3	49,36	145,37	571,19

М_1,М_2,М_3, М₄–це максимальні моменти що діють на першому(вал двигуна), другому та третьому (проміжні вали), та четвертому валах відповідно.

Розрахунок максимальних моментів на валах дозволить в наступних розділах розрахунково-графічної роботи обрати підшипники для валів та матеріал з якого вони виготовлені, для того, щоб вали витримували прикладені до них навантаження, без деформації, що забезпечить гарантійний термін роботи привода.

МІЖОСЬВІ ВІДСТАНІ

Міжосьову відстань а₃₄ визначимо за проектувальною формулою:

(6.1)

мм,

де К_д= 1,5 – коефіцієнт зовнішньої динаміки; К_Нβ= 1,1 – коефіцієнт, що враховує тип редуктора; К_Н_v = 1 – коефіцієнт, що враховує лінійну швидкість обертання шестерень; σ_Н – допустиме контактне напруження; ψ_ba = 0,125 – коефіцієнт ширини зубчастого колеса.

Допустиме контактне напруження визначається за формулою:

де σ_Но – межа контактної витривалості активних поверхонь зубів, яка знаходиться за формулою:

σ_Но= 2НВ + 70,

де НВ – твердість поверхні зуба за шкалою Брінеля.

К_HL – коефіцієнт довговічності, визначається за наступним співвідношенням:

де N_HO – базове число циклів; N_H_Е – число еквівалентних навантажень; S_Н= 1,2 – коефіцієнт безпеки.

Для визначення σ_НО беремо матеріал зубчастих коліс – конструкційну сталь марки 40ХН. Вибираємо твердість шестерні НВ₁= 320, колеса НВ₂= 280. Тоді:

– для шестерні σ_Но1= 2·320 + 70 = 710 МПа;

– для колеса σ_Но2= 2·280 + 70 = 630 МПа.

Знаходимо базове число циклів.

Відповідно для значень σ_Но1 та σ_Но2 знаходимо:

– для шестерні N_HO₁=26,6·10⁶;

– для колеса N_HO₂= 23,4·10⁶.

Число еквівалентних навантажень знаходимо за еквівалентною тривалістю циклу t_HE. Її знаходимо відповідно до циклограми роботи привода і відповідних значень рушійних моментів за формулою: