–PAGE_BREAK–лп = 0,99 х 0,83х 0,95 = 0,78
2 — 2 = мчрлп = 0,99 х 0,82х 0,95 = 0,77
Тепер, маючи уточнене значення ККД та величину корисної потужності, визначаємо по відомій формулі (2) необхідну потужність електродвигуна для кожного варіанта
1 — Рнеобх1 = к Ркор/1 = 1,1 х 6007,5х /0,78= 8472,1 Вт
2 — Рнеобх2 = к Ркор/2 = 1,1 х 6007,5х /0,77= 8582,1 Вт
Основуючись на уточнених розрахунках необхідної потужності та виконуючи умову
РномРнеобх,
для кожного варіанта приймаємо слідуючі асинхронні електродвигун змінного струму
1 варіант АИР132М4У3Р = 11,0 кВт,
n = 1450 об/хв;
2 варіант АИР160S6У3 Р = 11,0 кВт,
n = 970 об/хв
Таблиця 6. Результати розрахунків коефіцієнта якості електроприводів
Результати приведених розрахунків свідчать про те, що найбільш прийнятним по коефіцієнтам якості є перший варіант, але через його велику масу і велику громіздкість компоновки перевагу віддаємо другому варіанту.
5. 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:
(5)
де Т1 — момент корисного опору на ведучій зірочці на протязі часу
t1 = 0,5t рівний діючому моменту Т, Нм,
Т2 — момент корисного опору на ведучій зірочці на протязі часу
t2 = 0,5t рівний 0,8 діючого момента Т, Нм,
Т — діючий момент корисного опору по завданню 3750 Нм.
Після підстановки значень в формулу (5) отримуємо
=Ö0,82ТІ=0,9Т=0,9х3750=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 0,77.
Тоді Текв =/uhм=3375/57х0,77=76,896 Нм.
Номінальний момент, що розвиває двигун, рівний
,
деР — номінальна потужність двигуна 11000 Вт,
— номінальна кутова швидкість усталеного руху якоря двигуна
wном=pn/30=3,14х970/30=101,53 1/с.
Таким чином
Тном=Р/wном =11000/101,53=108,34 Нм.
Так як номінальний момент, розвиваємий двигуном Тном більше еквівалентного моменту навантаження Текв, тобто
Тном > Текв,
то двигун не буде перегріватися.
Вибраний двигун допускає короткочасне перевантаження при пуску Тпуск/Тном = 2, що більше ніж по завданню Тпуск = 1,8Т.
Виконання двигуна по способу монтажу М100, тобто на лапах, по ступеню захисту ІР44, тобто закритий з зовнішнім обдувом від власного вентилятора. Двигун може працювати при температурі навколишнього повітря від -40 до +40 оС.
6. 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].
Ті = Іпрe, (6)
де Іпр — 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:
Іпр = Ідв + (7)
де Ідв — момент інерції якоря двигуна та муфти по даним [2] складає 0,12+ 0,32= 0,44 кгм2,
Ізір — момент інерції стальної зірочки (= 7800 кг/м3), шириною а = 0,02 м.
Діаметр зірочки Z/t=10/125:
Ізір=mrІ/2=(r/2)a(pDІ/4)(D/2)= pDІ DІra/32=0,409 кгмІ
Будемо вважати, що грузонесучий ланцюг та маса вантажу, яка на ньому знаходиться зосереджена на ободі зірочки, тоді момент інерції ланцюга з вантажем буде рівний
Іланц = mланцrзір2 = mланц(D/2)2,
mланц=F/g;F=Т/(D/2)=2Т/ D; mланц =2Т/gD=2х3750/9,81х0,405=1890 кг
D — зовнішній діаметр ведучої зірочки ланцюгового транспортера,
Таким чином Іланц =1890х(0,405/2)І=77,5 кгмІ.
Іпр = 0,44 +(4х0,409+77,5)/50І = 0,472 кгм2.
Для обчислення кутового прискорення визначаємо час пуску двигуна tп за формулою:
(8)
де Іпр — 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.
Тп — пусковий момент двигуна, рівний двом номінальним моментам Тном по даним [2].
Тп = 2Тном = 2Р/wном =22000/101,53=218,68 Нм.
Тоді
tп = 0,472х101,53/216,68 = 0,22 с
Середнє кутове прискорення
e=wном / tп = 461,5 с–2.
Підставляючи отримані значення в формулу (6), отримуємо що
Тu = 0,472х461,5= 217,82 Нм,
менше пускового моменту, розвиваємого двигуном Тп = 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 tп, 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
eмах= 0,9хwном /(2/3 tп)= 623 с-2
Тоді
Тu макс = 0,472х623= 139,68 Нм
По даним [2] двигун допускає короткочасне перевантаження
Тмакс = 2,2 Тном = 2,2х108,34= 238,34 Нм
Враховуючи отримані результати, коли Тu макс
“ 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
Тзір(0,5t) = 3750 Нм,
а на протязі часу 0,5t момент
Тзір(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 Тном = 108,34 Нм, що на ведучій зірочці ланцюгового транспортера складе
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:
¾ при частоті обертання швидкохідного вала nш = 1000 об/хв Тчр(1000) = 4120 Нм з ККД = 0,82;
¾ 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:
¾ міжосьова відстань aw = 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; 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
(V2 = pd2 n2 /60х1000=0,406м/с),
приймають рівним одиниці.
Тоді
sн(0,5t)=(5400/(50/20))Ö( ((50/20 )+1)/250) іх3947,36х1,2=246,25 МПа
sн(0,5t)=220,25 МПа.
Загальне число циклів зміни напружень N для черв’ячного редуктора складає
N = 60 n2 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
sн(0,5t)=246,25МПа, sн(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 = (pmqn1 /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 [ продолжение
–PAGE_BREAK–]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 МПаі 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 = 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
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> 25х107то приймаймо Ni= 25х107циклів
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:
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 30о до горизонту.
¾ Передача — відкрита, змащування постійне за допомогою крапельниці.
¾ 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 = 2,8іх Т1 Ке / Z1 tі = 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 = 2Т1p/ 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:
¾ асинхронний електродвигун1 = 0,86;
¾ муфта гнучка2 = 0,07;
¾ редуктор черв’ячний продолжение
–PAGE_BREAK–