Выбор кинематической схемы электропривода с учетом коэффициента полезного действия - davaiknam.ru o_O
Главная
Поиск по ключевым словам:
страница 1
Похожие работы
Название работы Кол-во страниц Размер
Определение коэффициента полезного действия наклонной плоскости 1 20.47kb.
Определение коэффициента полезного действия наклонной плоскости 1 38.95kb.
«Коэффициент полезного действия механизмов» 1 57.26kb.
Решение задач по теме «Коэффициент полезного действия простых механизмов» 1 51.5kb.
Выбор состава электролита для гальванических элементов с алюминиевым... 1 102.18kb.
2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода Определение номинальной... 1 56.99kb.
«Коэффициент полезного действия. Лабораторная работа №10 «Определение... 1 31.32kb.
Анализ режимов работы электропривода и состояния трубопроводов с... 1 32.18kb.
«Принцип действия тепловой машины. Тепловая машина с наибольшим коэффициентом... 1 81.17kb.
3. 1 Выбор типа операционного усилителя и схемы фильтра 1 122.15kb.
Характеристика процесса принятия решения 1 46.88kb.
Исследование характеристик холодильного поршневого герметичного компрессора... 1 46.72kb.
Направления изучения представлений о справедливости 1 202.17kb.

Выбор кинематической схемы электропривода с учетом коэффициента полезного действия - страница №1/1

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агенство по образованию



Саратовский государственный технический университет
ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ

ЭЛЕКТРОПРИВОДА С УЧЕТОМ КОЭФФИЦИЕНТА

ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ

Методические указания к изучению

курса для студентов всех специальностей

Одобрено

редакционно-издательским советом

Саратовского государственного

технического университета

Саратов 2009

Разработка электропривода для транспортных, технологических и других устройств различного назначения ведется на основе технических требований, выдвигаемых заказчиком. Одним из основных условий, предъявляемых к механизмам является возможно высокий коэффициент полезного действия (к.п.д.).

Одну и ту же задачу преобразования движения могут выполнить механизмы, выполненные по различным кинематическим схемам. При этом можно выбрать вариант с высоким К.П.Д. при сохранении технологичности конструкции и оптимальных эксплуатационных расходах.




Сравнительный технико-экономический анализ кинематических

схем электропривода


1.Введение.

Анализ кинематических схем проводим на примере устройства для поступательного движения исполнительного звена со следующими техническими характеристиками:


Q = 104 Н – полезная нагрузка.

V = 0.08 м/с – скорость движения рабочего органа.

v = 4% - относительная погрешность передачи движения.

H = 2 м – максимальная высота подъема.


Схема рабочего органа показана на рис. 1.


где: 1 – напрявляющая стойка в виде двух швеллеров,

2 – каретка,

а = 1 м геометрические характеристики каретки.

в = 0,4 м

Схема питания электропривода каретки – электрическая (ток переменный,

3-х фазный, 380В).

Срок службы – 10 лет, работа двух сменная.

ПВ = 25% - продолжительность включения.


2. Определение полезной мощности устройства.
В данном примере рабочий орган – каретка совершает поступательное движение. Для поступательного движения полезная мощность Nп

Nп = Q  V Hм/с = 800 Вт

Если рабочий орган соверщает вращательное движение, то

где: М Нм – момент нагрузки,

 1/с – угловая скорость рабочего органа,

n об/мин – частота вращения рабочего органа.


3. Выбор рабочих вариантов кинематических схем электропривода.
Рассмотрим возможные варианты механизма с механическими передачами рис. 2 (а, б, в, г)

На рис. 2:

а) схема подсоединения двигателя непосредственно к ходовому винту механизма подвеса.

б) схема, включающая в себя зубчатую цилиндрическую передачу и ходовой винт.

в) схема, включающая зубчатый редуктор и цепную передачу.

г) схема, состоящая из редуктора и тросовой передачи.



4. Предварительный анализ потерь мощности в механизме.
Потери мощности определяются коэффициентами полезного действия (к.п.д.) узлов механизма. При последовательном соединении узлов к.п.д. механизма равно

где - к.п.д. отдельных узлов механизма.

Рассматриваемые схемы механизма содержат разнообразные передачи и узлы. Коэффициенты полезного действия отдельных передач в проектных расчетах можно принять в соответствии с рекомендуемыми значениями:

- к.п.д. соединительной муфты (для проектных расчетов),

- к.п.д передаци цилиндрическими зубчатыми колесами,

к.п.д. винтовой пары определяется по формуле



где: - угол подъема витков резьбы,



- угол трения в резьбе.

Коэффициент полезного действия направляющих для поступательного движения зависит от целого ряда факторов.


4.1. Определение к.п.д. направляющих.

4.1.1. Выбор конструктивных параметров направляющих.

Техническим заданием определены направляющие в виде двух швеллеров. Параметры швеллера определяются прочностным расчетом. Примем коэффициент запаса К = 1,5. Основная нагрузка на направляющие от изгибающего момента.

Нм

[и = 150 Мпа – допускаемое напряжение для материала швеллера, [1].

Расчетная формула проверки прочности

где Wx-x см3 – момент сопротивления сечения изгибу.



Выбираем швеллер № 14а с усиленной полкой и Wx-x = 77,8 см3.

На рис.2 д показана конструктивная схема направляющих.

В т. Б приложена нагрузка Q, в т. С приложена движущая сила P, например, со стороны ходового винта.

Геометрические характеристики устройства:

а = 1 м; в = 0,4 м; с = 0,2 м; е = 0,14 м – высота профиля выбранного швеллера №14а.


4.1.2. Расчет движущей силы P и к.п.д.направляющих.

От действия момента Ми возникают в т. А и В реакции RА и RВ опоры и силы трения FА и FВ.

Принимаем

- коэффициент трения в направляющих (для чистых, смазанных консистентной смазкой).

Для определения движущей силы P составляем уравнения сил и моментов.








Rв = 2,7Q + 0.38P

МВ = 0 = Q(a – e/2) + P(c + e/2) – RA*f*e – RA*e

Rа = 2,32Q + 0.6P

Подставляем значения Ra и Rв в уравнение для определения движущей силы Р, получим

P = Q + f (Ra + Rв) = Q + 0.232Q + 0.06P + 0.27Q + 0.038P

Определяем P = 1.66Q

Для данного случая к.п.д. н определится

где; NП – полезная мощность (NП = Q  V),

NР = P  V – мощность движущей силы

При таком к.п.д. велики потери на трение, происходит быстрый износ элементов направляющих.

Трение можно существенно уменьшить, применив подшипники качения. Тогда коэффициент трения можно принять f = 0.05. При этом:

Rв = 2,7Q + 0.38P; Rа = 2,32Q + 0.6P





;

К.П.Д. всё еще остается достаточно низким. Внесем изменения в конструкцию каретки.

Размещаем винт между швеллерами направляющих, тогда С = 0

Примем f = 0.1 (т.е. оставляем трение скольжения)

Эти конструктивные мероприятия дают результаты:

;

Расчеты показывают, что существенное снижение потерь может быть достигнуто изменением длины каретки и применением подшипников качения. Принимаем b = 0.6;

f = 0.05. При решении уравнений получаем результат

;

Дальнейшее повышение к.п.д. направляющих возможно только при значительном увеличении длины каретки.

5. Анализ кинематической схемы согласно рис. 2а.

Рассмотрим принципиальную возможность осуществления механизма по данной схеме. Выберем скорость вращения ротора электродвигателя

nдв = 1400 об/мин, как наиболее часто встречающуюся ( средняя действительная скорость для аснхронных трехфазных двигателей мощностью от 1 до 5 кВт ).

nдв = nв = 1400 об/мин – частота вращения винта.

Определим шаг t винта.

ближайшие стандартные шаги для ходовых резьб трапециидального профиля 3 и 4 мм. При увеличении шага увеличится скорость и вырастут затраты мощности.

Выберем шаг t = 3 мм. и определим относительную погрешность V скорости движения.

,

где : Vnom = 0.08 m/сек – номинальная ( заданная ) скорость движения каретки.

Вычисленная погрешность превышает допускаемую [V] = 4%. Таким образом первый вариант кинематической схемы не обеспечивает заданную скорость движения механизма.

6. Анализ кинематической схемы согласно рис. 2б.

Так как усилие P, действующее на винт известно, то можно выбрать параметры винта опираясь на прочностные расчеты.

6.1. Расчет винтовой пары.

Выбираем материал: Ст40Х и БрОCP-10-1 для гайки.

Для стали 40Х при термообработке «улучшение» допускаемое напряжение [p] = 175 Мпа.

Для бронзы [p] = 3 Мпа – допускаемое удельное давление в резьбе;

[pvск] = 60 Мпа* м/с – обобщенный показатель работоспособности;

[vск]  8 м/с – допускаемая скорость скольжения в резьбе.

Определим внутренний диаметр резьбы dв:



предварительные расчеты показали, что шаг требуемой резьбы лежит в диапазоне 3  6мм

по прочности стержня винта подходит резьба Тr 14 x 3 с внутренним диаметром резьбы dв = 10.5 мм ГОСТ 9484-60, но здесь возникают технологические трудности в связи с нарезкой длинного тонкого винта, кроме того такая резьбовая пара быстро износится в связи с большим удельным давлением. Известно также, что с увеличением шага резьбы к.п.д. резьбовой пары увеличится. Выбираем шаг резьбы t = 6мм. Параметры часто употребляемых номиналов резьб для ходовых винтов согласно ГОСТ 9484-60

Таблица 1




Резьба

d в

d ср

Резьба


d в

d ср

Tr 16x4

11.5

14

Tr32x6

25

29

Tr20x4

15.5

18

Tr34x6

27

31

Tr22x5

16

19.5

Tr36x6

29

33

Tr24x5

18

21.5

Tr38x6

31

35

Tr28x5

22

25.5

Tr42x6

35

39

Tr30x6

23

27

Tr48x8

39

44

где: dв – внутренний диаметр резьбы,

dср – средний диаметр резьбы

выбираем резьбу Tr 32 x 6

давление в резьбе определим по формуле

где : К = 0,827 – коэффициент неравномерности работы витков резьбы,

d = 32мм – наружный диаметр резьбы, nВИТ = lг/t – количество витков резьбы,

lг = 2d – длина гайки

t – шаг резьбы

 = 30 - угол профиля резьбы

lг = 2d = 2  32 = 64 мм ; n вит = lг/t = 64 / 6 = 10.66

Определим удельное давление р :



Скорость скольжения в резьбе



Где

Определим обобщенный показатель рV

рV = 1,212,2 = 2,66 МПа* м/сек

Таким образом для выбранной резьбы соблюдаются неравенства

р  р = 3 МПа ; Vск  Vск  = 8 м/с ;

р∙ Vск   р∙ Vск  = 60 МПа м/сек.

В зависимости от конструкции винтового привода винт может работать на растяжение или на сжатие ( момент на валу винта или момент,вращающий гайку, создают дополнительно напряжения кручения ).

Расчет на устойчивость «длинных» винтов, работающих на сжатие, сводится к определению коэффициента запаса устойчивости, который не должен быть меньше допускаемого, или к расчету на сжатие по пониженным допускаемым напряжениям. Коэффициент уменьшения допускаемых напряжений в этом случае является функцией гибкости части стержня винта, воспринимающей сжимающую нагрузку. Коэффициент запаса устойчивости

ny = 2∙∙[Fxl2]ny,

где : Е – модуль упругости материала винта ( для сталей Е=2.1*105 МПа ),

I – Приведенный момент инерции сечения винта,

 - коэффициент приведения длины винта, зависящий от типа опорных закреплений.

При одной жесткой опоре ( заделке )  = 2 ( по такой схеме обычно рассчитывают винты домкратов;

при двух шарнирных опорах  = 1 ( опору считают шарнирной, если отношение ее длины lоп к среднему диаметру резьбы dср меньше 1.5);

если одна опора жесткая, а другая шарнирная, то  = 0.7.

l – свободная длина винта ( расстояние между серединами опор винта ).

∙l – приведенная длина винта.

[ny] – допускаемый коэффициент запаса устойчивости.

[ny] = 2.5 – 4 - для вертикальных винтов,

[ny] = 3.5 – 5 - для горизонтальных винтов.

Приведенный момент инерции сечения винта вычисляется по формуле

I = (*dв4/64)*(0.4+0.6*d/dв),

Где : d, dв – соответственно наружный и внутренний диаметры резьбы винта.

Расчет винтов на устойчивость по коэффициенту запаса устойчивости производится при гибкости  не ниже предельной (пр) . Для стальных винтов пр = 90.

Гибкость винта оценивается по соотношению l/i,

где : i – радиус инерции сечения винта,

i = 0.25dв

Устойчивость винтов из сталей Ст5, 40, 45, 50, Ст65Г при  = 55…90 проверяют по формуле

n у = 0.25 dв2 (580 – 3.8)/Р [ny],

где : Р (Н) – осевая нагрузка на винт,

dв (мм) – внутренний диаметр резьбы винта.

При  проверку на устойчивость не выполняют.
Снижение числа оборотов в кинематической цепи обеспечивается передачей цилиндрических зубчатых колес с передаточным отношением

Если выбрать число зубьев шестерни Z1=21. то Z2=UZ1=35.96

Выбираем Z2=36, тогда реальное передаточное отношение равно U = Z2/Z1 = 1,714.

Ошибка передаточного числа составит U = 0.02, что лежит в пределах точности расчетов в машиностроении.

Таким образом механизм выполненный по схеме рис.2б, удовлетворяет условиям кинематической точности и долговечности работы. Срок службы правильно рассчитанной зубчатой пары обычно бывает достаточно велик, т.к. в эвольвентой передаче относительное скольжение невелико по сравнению с обкатыванием профилей зубьев колес.

Прочностной расчет зубчатых передач в этой работе не рассматривается, так как хорошо освещен в учебной литературе по курсу Детали машин.

Определим к.п.д. механизма по схеме рис. 2б.

 = м*ц*п2*в,

где : м = 0.96 – к.п.д. соединительной муфты;

ц = 0.97 – к.п.д. передачи цилиндрическими зубчатыми колесами;

п = 0.985 – к.п.д. одной пары подшипников;

в = tg  /tg() – к.п.д. винтовой пары.

Угол  подъема витков резьбы Tr 32x6 определится

 = arc tg (t/*dср) = arc tg (6/3.14*29) = 3.8o.

 = 6o – угол трения в резьбе для данных материалов и консистентной смазке маслами типа УС-13 ГОСТ 9563-88.

в = tg 3.8o/tg (6o+3.80) = 0.38

Определим к.п.д. механизма

 = 0.96*0.97*0.9852*0.38 = 0.33.

Определим необходимую мощность двигателя для механизма, выполняемого по рассматриваемой кинематической схеме

N дв = Nп /  = 800 / 0.33 = 2424 Вт.


7. Анализ кинематической схемы

с цепной передачей, рис. 2 в.

Предварительно произведем выбор цепи. Коэффициент запаса прочности для грузоподъемных механизмов n = 2.5 – 4. Выберем n=3 , тогда усилие Рц, действующее на цепь определится

Рц = Р*n = 1.166*104*3 Н =3.5*104 Н


Выберем цепь типа ПРУ-19.05-3200 с разрушающей нагрузкой


Q = 3.2*104 Н. Действительный коэффициент запаса прочности равен

n = Q/P = 3.2*104/1.166*104 =2.75

и находится в пределах допускаемого.

Определим к.п.д. механизма



 = ред*м*цеп*н,

где: ред - к.п.д. редуктора,

м =0.96 - к.п.д. соединительной муфты,

цеп = 0.95 - к.п.д. цепного механизма,

н = 0.875 - к.п.д. направляющих.

Для определения к.п.д. редуктора необходимо произвести кинематические расчеты для данной схемы, определить передаточное отношение редуктора, выбрать необходимые передачи для него.

Определим параметры цепного механизма.

t = 19.05 мм - шаг выбранной цепи,

z = 20 – число зубьев ведущей звездочки выбираем в соответствии с рядом рекомендуемых значений чисел зубьев звездочек.

dз = t/sin(180o/z) = 19.05*10-3/sin 9o = 121.8*10-3 – диаметр делительной окружности звездочки.

nз = 60*v/dз = 60*0.08/3.14*121.8*10-3 =12.55 об/мин - частота вращения ведущей звездочки.

Если сохранить принятое число оборотов двигателя nдв =1400 об/мин, то передаточное отношение редуктора определится

u = nдв /nз = 1400/12.55 = 109.16

Такое передаточное отношение характерно для планетарных либо для двухступенчатых червячных редукторов.

Ориентировочно в проектных расчетах к.п.д. двухступенчатого червячного редуктора с двухзаходными червяками принимают равным

 = 0.65. К.п.д. планетарного редуктора ориентировочно равно  = 0.75.

Применение планетарного редуктора выгодно с точки зрения потерь мощности, но для механизма подъемника желательно примение механизма с эффектом самоторможения. Червячный редуктор таким качеством обладает.

Определим к.п.д.  механизма по рис. 2 в с червячным редуктором.

 = ред*м*цеп*н = 0.65*0.96*0.95*0.875 = 0.52

где : ред = 0.65 – к.п.д. редуктора,

м = 0.96 – к.п.д. соединительной муфты,

цеп = 0.95 – к.п.д. цепного механизма,

н = 0.875 – к.п.д. направляющих.

Мощность двигателя для этой схемы определится :

Nдв = Nп/ = 800/0.52 = 1538 Вт.

8. Анализ кинематической схемы с передачей

тросом, рис.2 г .

Выберем трос и соответствующий ему барабан. Коэффициент запаса для тросмового подъемника n = 4 – 7. Выберем n = 4, тогда усилие в тросе равно Рт = n*Р = 1.16*104*4 = 4.64*104 Н. Выбираем стальной канат типа ЛК-Р 6х19 диаметром dк = 8.8 мм с разрывным усилием Q = 4.7*104 Н при среднем значении предела прочности проволоки р = 180 МПа.

Предельное значение напряжения равно мах = 200 МПа.

Данные для выбора каната при допускаемом напряжении [р ]=180 МПа приведены в таблице 2.

Таблица 2


Диаметр (мм)

Разрывное усилие

(кН)


Диаметр (мм)

Разрывное усилие

(кН)


4.2

10

6.8

26.8

4.6

12.7

8.8

47

5.0

15

11.5

77

5.4

18

12.5

87.6

Диаметр барабана Dб = dк*(e – 1), где е = 20 – коэффициент диаметра барабана для механических подъемных устройств.

Dб = 8.8*20 = 176 мм

Определим число оборотов барабана

n б = 60*v/*Dб = 60*0.08*103/3.14*176 = 8.7 об/мин

Определим передаточное отношение u редуктора для механизма с тросовым приводом каретки u = nдв/nб = 1370/8.7 = 157.5.

Передаточное отношение в данном случае предполагает применение двухступенчатого червячного редуктора. К.п.д. тросовой передачи мало отличается к.п.д. цепной.

С точки зрения к.п.д. механизмы по схемам рис. 2 в и 2 г равноценны.

9. Общая оценка стоимости

изготовления механизмов.

Рассмотрение технических возможностей выбранных схем для механизма подъема фактически определило две конкурирующие конструкции. Одна из них предполагает применение длинного ходового винта и редуктора с цилиндрическими колесами, вторая основана на применении червячного редуктора с цепной или барабанно-тросовой передачей движения на каретку.

Подъемные устройства рассматриваемого типа проектируют и изготовляют единично или мелкими партиями. В таких условиях на стоимость изготовления устройства значительно влияет процент применения стандартных комплектующих, например, по схеме рис.2 б винтовая пара не является стандартным изделием, а вот цепь и трос, применяемые в механизмах рис.2 в,г изготовляют на специализированных заводах и являются относительно не дорогими стандартными изделиями. Поскольку рама и каретка во всех случаях используется в принципе одинаковая, то её при сравнительном анализе можно не рассматривать.

Стоимость изготовления винтовой пары для механизма по схеме рис. 2б будет примерно в три раза больше стоимости цепного и тросового вариантов.

В то же время червячный редуктор в два раза дороже, чем редуктор с цилиндрическими колесами.

Все три рассматриваемые варианта устройства подъема будут иметь разную отпускную цену. Причем разница между вариантами 2в и 2г составит не более 5%, в то время как стоимость механизма по варианту 2б будет отличаться от стоимости механизмов по вариантам (в и г) на

(10 – 15)%. Таким образом, в принципе рассматриваемые механизмы при реализации будут находиться в одном стоимостном ряду мало отличаясь по отпускной цене. Ограничение на выбор схемы может быть наложено высотой подъема. Если высота подъема не более 2.5 м , то возможно применение всех трех схем. При больших высотах подъема обычно отдается предпочтение тросовым передачам.

Здесь приведены самые общие соображения по оценке стоимости механизмов. Более точные результаты можно получить только после разработки полного комплекта конструкторской документации на каждый тип механизма, на основании которого можно оценить стоимость материалов и трудозатраты на изготовление и сборку устройств.

Поскольку предусматривается постоянное использование подъемника, то главным в эксплуатационных расходах будет стоимость потребляемой электроэнергии.


10. Сравнительный экономический анализ схем механизмов

по расходу электроэнергии.

Техническим заданием определен срок службы механизма 10 лет при

2-х сменной работе и коэффициенте включения ПВ% = 25% (ПВ=0.25).

Определим годовое Тч число часов работы механизма

Тч = Тг*2*Тсм*ПВ = 258*2*7*0.25 = 903 ч,

где : Тг = 258 дн - число рабочих дней в году,

2*Тсм = 14 ч – число часов работы при двух сменах.

Определим годовой расход электроэнергии по вариантам механизма согласно рисунков 2(б,в,г). Для вариантов (в) и (г) примем расход энергии одинаковым.

Расход энергии будет соответствовать потребляемой мощности двигателя с учетом коэффициента полезного действия преобразования энергии двигателем. Примем к.п.д. двигателя дв = 0.8. Таким образом коэффициент потребления энергии равен

Кэ = 1/дв = 1/0.8 =1.25

Расход энергии равен Рэ = Кэ*Тч*Nдв

Стоимость одного киловат-часа энергии для промышленных предприятий Ск руб/квт час.

Стоимость энергии, потребляемой механизмом равна Сэ=Ск*Рэ.

Расходы на энергию имеют тенденцию ежегодного возрастания. Инфляционный рост в период с 1998г. По 2004г составил 7%. Примем коэффициент ежегодного возрастания стоимости энергии в соответствии с наблюдаемым ростом в 7% равным К=1.07. Таким образом стоимость энергии за второй год составитСэ2 = к*Сэ = 1.07*Сэ. За третий год

Сэ3 = к*Сэ2 , За четвертый - Сэ4 = к*Сэ3, т.е. расходы на энергию будут прогрессировать. Сумма расходов на энергию за десять лет составит

Сэ = Сэ +к*Сэ+к2*Сэ+к3*Сэ+…….,

или : Сэ =Сэ (1+1.07+1.072+1.073+ …..+1.079).

Представим последнюю формулу в более общем виде, приняв :

n – число лет эксплуатации механизма,

i – текущее число лет,
Сэ = Сэ( 1 + )

Литература :


1. Иосилевич Г.Б. Детали машин. 383с. 1988г.

2. Решетов Д.Н. Детали машин. 496с. 1989г.

3. Иванов М.К. Детали машин. 383с. 1991г.

4. Добровольский К. Н. Детали машин. 502с. 1972г.

5. Дунаев П. Ф. Лепиков 0. П. Детали машин. Курсовое проектирование. 336с. 1994г.

6. Дунаев П. Ф. Лепиков 0. П. Конструирование узлов и деталей машин. 416с. 1985г.





ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ

ЭЛЕКТРОПРИВОДА С УЧЕТОМ КОЭФФИЦИЕНТА

ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ

Методические указания к изучению курса

Составил : САВРАСОВ Генрих Андреевич

Рецензент Г.А. Козлов

Редактор Р.А. Козина


Лицензия ИД №06268 от 14.11.01
Подписано в печать Формат

Усл.-печ.л. 0.94(1.0) Уч.-изд.л. 0.91

Тираж100 экз. Заказ

Саратовский государственный технический университет



410054 г. Саратов, ул. Политехническая, 77

Ротапринт СГТУ, 410054 г. Саратов, ул. Политехническая, 77.




Он взобрался на самый верх — но в каком состоянии! Альфред Капю
ещё >>