2.2 Выбор места расположения ветрогенератора

Ветроенергетические ресурсы Украины.

Украина имеет мощные ресурсы ветровой энергии: годовой технический ветроэнергетический потенциал равна 30 млрд. кВт × ч 13.

В условиях Украины с помощью ветроустановок возможно использование 15 ÷ 19% годового объема энергии ветра, проходящего через сечение поверхности ветроколеса. Ожидаемые объемы производства электроэнергии с 1м2 пересечения площади ветроколеса в перспективных регионах составляют 800 ÷ 1000 кВт_×_год/м2_за_год.

Распределение ветров на Украине характеризуется географическими закономерностями, именно циркуляцией атмосферы, рельефом территории и шерехатистю поверхности. Ландшафтные условия местоположения метеорологических станций влияют как на скорость ветра, так и на его направление. Решающее влияние на показания флюгера имеет степень открытости его местоположение.

В летний период средняя скорость ветра> 5 м / с на высоте 16 м практически не наблюдается. Скорости ветра в многолетнем разрезе практически почти на всей территории находятся в пределах 3-4 м / с. Лишь небольшая зона узбериж Черного и Азовского морей характеризуется средними скоростями ветра более 4 м / с. С рис.11 видно, что средние скорости ветра> 5 м / с наблюдаются только в зоне побережья Черного и Азовского морей и восточной части Донецкой физико-географической области.

После проведенного анализа ветрового потенциала Украины, можно выбирать место для наиболее рационального расположения ветрогенератора.

Выбираем г. Скадовск в Херсонской области. Так как город расположен на берегу моря, в равнинной местности, то ветровые массы набирают максимальную мощность и скорость. Среднегодовая скорость ветра в нём составляет 6.5 м/с. Среднегодовой ветроэнергетический потенциал области 1.25. Этого вполне достаточно для работы нашего ветрогенератора.

3. Прочностной расчет механизма

3.1. Определение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное число привода:

3.2. Определение мощности, крутящего момента и частоты

вращения каждого вала привода

Определение мощности

,

, мощности на соответству-

, ющем валу

Определение частоты вращения

,

, частоты вращения валов

,

Определение моментов

,

,

,

Результаты расчётов заносим в таблицу:

Таблица 1

Вал	Мощность Р,кВт	Частота вращения n, об/мин	Крутящий момент Т, Нм
1	2,94	709	39,6
2	2,82	177,25	152
3	2,65	50,6	500

3.3. Проектный расчёт редуктора

Таблица 2.

Колесо Z2	Шестерня Z1
Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа	Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ – коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ – коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,18 КFЕ2=0,06

КНЕ1=0,18 КFЕ1=0,06

Число циклов перемены напряжений.

N_G – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG – число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис. 4.3 [1])

N_FG – число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106 NFG2=4*106

NHG1=20*106 NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи

t_∑=15000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*15000*177,25=159,5*106 t∑ - суммарное время работы передачи n2 – частота вращения колеса nз2 – число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑1=N∑2*U*nз1/nз2= =159,5*106*4=638*106 N∑2 – суммарное число циклов нагружения колеса nз1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,18*159.5*106=28,7*106

NНЕ1=КНЕ1*N∑1= = 0,18*638*106=115*106

Сравним полученные значения N_НЕ с табличным значением N_НG:

NНЕ2=28,7*106>NHG2=20*106 Принимаем NHЕ=NHG2=20*106

NНЕ1=115*106>NHG1=20*106 Принимаем NHЕ1=NHG1=20*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,06*159.5*106= =9.6*106

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,06*638*106= =38,3*106

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

NFЕ2=9,6*10>NFG2=4*106

NFЕ1=38,3*106> NFG1=4*106 Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σ_Н]_max и [σ_F]_max - предельные допускаемые напряжения

σ_т – предел текучести материала

[σН]max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF]max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

[σН]max1=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF]max1=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[σ_Н]= [σ₀]_Н*(N_HG/ N_HE)^1/6<[σ_Н]_max ,где

[σ₀]_Н – длительный предел контактной выносливости

[σ_Н] _– допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σ_Н]_max – предельное допускаемое контактное напряжение

[σ₀]_Н2=(2*НВ_ср+70)/S_H [σ₀]_Н1=(17*НRC_пов)/S_H

[σ0]Н2=(2*285+70)/1.1=582 МПа SH2=1.1 [σ]Н2=582 Мпа

[σ0]Н1=(2*285+70)/1.1=582 МПа SH1=1.1 [σ]Н1=582 Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений,а так как они равны,то:

[σ]_Нрасч=582МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ]_F=[σ₀]_F*(4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [σ]_Fmax, где

[σ₀]_F=σ_0F/S_F

σ_0F – длительный предел контактной выносливости

S_F – коэффициент безопасности

[σ]_F – допускаемое контактное напряжение

[σ]_Fmax – предельное допускаемое контактное напряжение

σ0F2=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа SF2=1,75 [σ0]F2=σ0F2/SF2=513/1,75=293МПа

σ0F1=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа SF1=1,75 [σ0]F1=σ0F1/SF1= 513/1,75=293МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[σ]F2=(4*106/4*106)1/6*293= =293 МПа<[σ]Fmax=780Мпа

[σ]F1=(4*106/4*106)1/6*293= =293 МПа<[σ]Fmax=780Мпа

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и, гдеи– коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;и– коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле,здесь– коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1;– передаточное число данной ступени редуктора., где значение(исоответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1:,;– коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Значения определяются по табл. 5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости:

, где – частота вращения тихоходного вала,– крутящий момент на тихоходном валу,– передаточное число данной ступени редуктора, коэффициентопределяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, чтои. Теперь находим значения коэффициентов нагрузки:

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

где – передаточное число данной ступени редуктора;– допускаемое контактное напряжение;– крутящий момент на валу зубчатого колеса;– коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.

Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636–69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния.a=80 мм.

Определяем рабочую ширину венца:.Ширина шестерни:.

Вычислим модуль передачи по формуле , где– изгибное напряжение на колесе;,

Тогда

Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение.

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

Z2=213

Найдём фактическое передаточное число передачи:

.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость:

, где Т3 – крутящий момент на валу колеса; – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.3 лит. 1.

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно

.

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле:

, Радиальная сила: