123374 (Модернізація механізму товаровідтягування побутової трикотажної машини "Українка-2"), страница 4

МПа. (2.12)

Допустимі максимальні напруги згину

МПа. (2.13)

Проектний розрахунок

Визначення числа заходів черв’яка, числа заходів зубів черв’ячного колеса

(2.14)

Визначаємо міжосьову відстань

мм; (2.15)

де ;

Н·м.

Приймаємо стандартне значення за ГОСТ 2144-76

=32 мм ([4], с.23, табл. 3.1.).

Модуль зачеплення

=(1,4...1,7)25/50=0,7...0,85 мм. (2.16)

Приймаємо =1 мм ([4], с.24, табл. 3.2.).

Коефіцієнт діаметра черв’яка:

(2.17)

Приймаємо мм ГОСТ 19672-74.

Розрахуємо коефіцієнта зміщення

(2.18)

x=32/1–0.5(50+14)=0.

Розрахунок параметрів черв’яка

Ділильний діаметр: мм.

Діаметр вершин зубів: мм.

Діаметр западин: мм.

Розрахунок параметрів черв’ячного колеса

Ділильний діаметр: мм.

Діаметр вершин зубів: мм.

Діаметр впадин зубів: мм.

Ширина вінця зубчатого колеса при мм.

Розрахунок на міцність

МПа. (2.19)

де: ;

=121 – коефіцієнт деформації черв’яка ([4], с.26, табл. 3.2).

=0,5 – коефіцієнт режиму ([4], с.26, табл. 3.4).

=1 – швидкісний коефіцієнт ([4], с.26, п. 3.6.3).

Швидкість ковзання

м/с. (2.20)

де – швидкість черв’яка

м/с. (2.21)

– кут підйому лінії черв’яка:

. (2.22)

Тоді

Якщо м/с, то черв’як знаходиться в нижньому положенні.

Оскільки фактичне швидкість ковзання в черв’ячній передачі  м/с відрізняється від попередньо-визначеної  м/с, визначаємо фактичне допустиму напругу для черв’ячного колеса.

МПа. (2.23)

Похибка

(2.24)

Коефіцієнт корисної дії передачі:

, (2.25)

.

Перевірка зубів черв’ячного колеса напругами згину

МПа.

де YF=1.55 – коефіцієнт форми зуба.

МПа,

2.4 Розрахунок динамічних навантажень

Недоліком відомих конструкцій приводів плосков’язальних машин є значні динамічні навантаження, що виникають під час пуску та негативно впливають як на надійність та довговічність їх роботи, так і на якість трикотажного полотна

З огляду на доцільність підвищення ефективності роботи плосков’язальних машин шляхом удосконалення конструкцій їх приводу, спрямованого на зниження динамічних пускових навантажень, є проблема розробки нових конструкцій приводів та методів їх проектування, актуальною для сучасного легкого машинобудування.

Зниження динамічних навантажень в приводі можливе за рахунок попереднього напруження його пружних в’язей, що створює плоска спіральна пружина. Необхідно, щоб обидві обертальні маси приводу, з’єднані пружиною, в період гальмування машини мали однакове прискорення.

Аналіз показує, що процес гальмування плосков’язальної машини може відбуватися за наявності одного або двох гальм. При цьому динамічна модель плосков’язальної машини з приводом, що містить засіб зниження динамічних навантажень, може бути представлена у вигляді двомасової системи (рис. 2.2).

Рис.2.2. Динамічна модель круглов'язальної машини типу: а - привід з одним гальмом; б - привід з двома гальмами

Розглянемо працездатність запропонованої конструкції приводу.

Динамічні умови рівноваги мас системи мають такий вигляд:

(2.26)

(2.27)

де і, – момент інерції відповідно першої (сумарний момент інерції ротора електродвигуна і гальма) та другої (сумарний момент обертових мас механізмів машини та другого гальма) мас системи;

, – кути повороту відповідно першої та другої мас системи при гальмуванні; – гальмівний момент гальма;

– момент сил пружності пружини;

– сумарний момент сил опору механізмів машини;

– жорсткість пружної в’язі системи (жорсткість пружини). Використовуючи рівняння (2.26), (2.27), одержуємо:

(2.28)

(2.29)

Тоді, враховуючи умову працездатності засобу зниження динамічних навантажень – здійснення попереднього напруження пружних в’язей приводу:

(2.30)

можемо записати:

(2.31)

Очевидно, ефективне зниження динамічних навантажень (пуск системи з попередньо напруженими в’язями) може бути досягнуто за умови:

(2.32)

В разі, коли , вираз (2.31) набуває вигляду:

(2.33)

чого не може бути.

В разі, коли , вираз (2.32) набуває вигляду:

(2.34)

З рівняння (2.33) знаходимо:

(2.35)

Очевидно, щоб задовольнити рівняння (2.33), необхідно виконати умову: , що також не може бути, оскільки для плосков’язальних машин .

Розглянемо працездатність запропонованої конструкції приводу за наявності в його складі двох гальм.

Динамічні умови рівноваги мас системи для цього режиму гальмування мають вигляд:

(2.36)

(2.37)

де , – гальмівні моменти відповідно першого та другого гальм. Використовуючи рівняння (2.34), (2.35), одержуємо:

(2.38)

(2.39)

Прийнявши в рівняннях (2.38), (2.39) та враховуючи умову (2.30), одержуємо:

(2.40)

Із виразу (2.40) знаходимо:

(2.41)

Час гальмування машини буде дорівнювати:

(2.42)

де – кутова швидкість вала електродвигуна (в разі якщо за вал приведення параметрів динамічної моделі прийнято вал електродвигуна).

Враховуючи (2.40), (2.41) вираз (2.42) набуває остаточного вигляду:

(2.43)

В разі запропонованого приводу, для якого  Н·м, кг·м2, кг·м2, рад/с, величина гальмівних моментів першого та другого гальм згідно з (2.40), (2.41) будуть дорівнювати:

 Н·м,  Н·м.

2.5 Вибір параметрів пружин притиску колеса зубчастого до валу

Вихідними даними є: сила пружини при попередній деформації ; при робочій деформації  Н; попередній діаметр пружини із компоновки пружинного демпфера приймаємо  мм; витривалість пружини ; максимальна швидкість переміщення рухомого кінця пружини м/с. Робочий хід пружини мм [1].

Сила пружини при максимальній деформації визначається:

, (2.44)

де – відносний інерційний в інтервалі зазор від до .

Н.

Приймаємо пружину: силою ; зовнішнім діаметром  мм; діаметр дроту  мм. Жорсткість одного витка  Н/м ;найбільший прогин одного витка мм ([1] ст. 211).

Максимальне дотичне напруження пружини:

, (2.45)

Па.

Визначаємо критичну швидкість за формулою:

, (2.46)

де – модуль зсуву. Для пружинної сталі мПа; – динамічна щільність матеріалу [9].

.

Жорсткість пружини знаходимо за формулою:

, (2.47)

Н/м.

Число робочих витків пружини:

,

.

Повне число витків:

, (2.48)

де – число опорних витків [1].

Середній діаметр пружини:

, (2.49)

.

Індекс пружини:

, (2.50)

.

Попередня деформація пружини:

, (2.51)

м.

Робоча деформація пружини:

, (2.52)

м.

Максимальна деформація пружини:

, (2.53)

м.

Довжина пружини при максимальній деформації:

, (2.54)

.

Довжина пружини у вільному стані:

, (2.55)

м.

Довжина пружини при попередній деформації:

, (2.56)

м.

Крок пружини у вільному стані м.

Напруження в пружині при попередній деформації:

, (2.57)

.

Напруження в пружині при робочій деформації:

, (2.58)

.

Коефіцієнт, що враховує кривизну витка пружини:

, (2.59)

.

Довжина розверненої пружини:

, (2.60)

м.

Маса пружини:

, (2.61)

де , підставляємо в мм.

кг.

Об’єм, який займає пружина:

, (2.62)

м3.

Внутрішній діаметр пружини:

, (2.63)

.

Максимальна енергія, яка накопичується пружиною:

, (2.64)

.

2.6 Розрахунок норми часу на операції на машині

Технічна норма часу на базовому обладнанні на одиницю продукції ( ) встановлюється за формулою:

, (2.65)

де – основний час;

– допоміжний час;

=1,5хв., = 0.97 хв.

tоб – час обслуговування робочого місця, віднесений на одиницю продукції;

– час на відпочинок та власні потреби, віднесений на одиницю продукції.

Оперативний час на одиницю продукції (tоп) дорівнює:

, (2.66)

На машинних операціях норма основного часу є одночасно і нормою машинного часу (tм). Вона дорівнює на плосков’язальних машинах 10 хвилин на 1 кг виробу (таблиця 2.1).

Час обслуговування (tоб) згідно нормативів дорівнює 13% від оперативного часу, а – 4% від оперативного часу.

Тоді за формулою (2.65)

(хв. на 1кг виробу).

Змінна норма виробітку може бути визначена на підставі технічної норми часу за формулою

НВ, (2.67)

де – тривалість зміни, год.

Тоді за формулою (2.67)

кг/год.;

(кг/зм).

Для модернізованного обладнання економія часу виникає в наслідок скорочення допоміжного часу (таблиця 2.1) на 0,5 хв. (tмаш.=9,5 хв.).

Таблиця 2.1

Тоді за формулою (2.65)