Подбор электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Для подбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения вала.

Потребляемая мощность привода (мощность на выходном (ведущем) валу агрегата, кВт) задана в бланке-задании и равна=2,6 .

Находим коэффициент полезного действия (КПД) привода, для того чтобы найти P_дв.

Согласно рекомендациям [1], примем следующие значения КПД элементов привода:

- клиноременная передача ?₁ = 0,95;

- червячная передача ?₂ = 0,8;

- подшипники качения (пара) ?₃ = 0,99;

- муфта соединительная ?4 = 0,98.

Общий КПД привода для последовательно соединенных передач определяется как произведение КПД отдельных передач:

,

где n - число ступеней, т.е. механических передач, в приводе.

Рассчитываем КПД:

.

Рассчитываем требуемую мощность двигателя:

,(1.1)

где з_пр - коэффициент полезного действия (КПД) привода.

n_вых(частота вращения выходного вала) =47

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

(1.2)

где n_вых = 60 щ_вых /2 - частота вращения выходного вала привода, мин^-1; i_ор - ориентировочное передаточное число привода. Оно равно произведению передаточных чисел всех ступеней привода: i_ор = i₁· i₂·…·i_n.

(1.3)

Требуемая частота вращения:

об/мин. (1.4)

Оптимальная синхронная частота вращения вала электродвигателя в данном случае с червячным редуктором и ременной передачей - 1000 об/мин. зубчатое колесо червячная передача

После определения Р_дв и n_дв производим выбор электродвигателя, основные характеристики которого представлены в таблице 1.1.

P_дв из таблицы [2] берем равной 4.

Двигатель: АИР112МБ6.

Для определения асинхронной, т. е. номинальной частоты вращения вала электродвигателя используем зависимость

(1.5)

где n_с - синхронная частота [4]; S - коэффициент скольжения ротора (%) относительно поля статора при номинальной нагрузке.

об/мин.

Уточнение передаточных отношений привода. Уточненное суммарное передаточное отношение привода определяем по зависимости:

(1.6)



(1.7)

Передаточное отношение редуктора:

I(2)_ред =10

i(1)_рем =2

Передаточное отношение передачи гибкой связью:

(1.8)

Определение силовых и кинематических параметров на валах привода.

Следует уточнить общее количество валов в схеме привода. Первым валом будем считать вал электродвигателя с частотой вращения n_н. Частота вращения второго и последующего валов уменьшается пропорционально передаточному отношению передачи между валами. Последний вал привода должен иметь частоту вращения . После определения передаточных отношений ступеней редуктора вычисляют частоты вращения, мощности и вращающие моменты на валах передачи. Число валов в приводе на единицу больше числа передач.

Рассчитаем для каждого вала такого привода величины n и щ, начиная от электродвигателя:

Первый вал электродвигателя:

n₁ = n_н; об/мин. (1.1)

Второй вал:

; об/мин. (1.2)

Третий вал:

; (1.3)

Поскольку все передачи в приводе являются понижающими, то скорость вращения каждого последующего вала будет уменьшаться: n₁ > n₂ > n₃; щ₁ > щ₂ > щ₃ .

Рассчитываем вращающий момент на валу двигателя:

H·м

На втором валу:

Н·м

На третьем валу (ведущем валу конвейера):

Н·м



2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Среди механических передач наибольшее распространение получили зубчатые передачи, которые применяют практически во всех областях техники. Это объясняется рядом их достоинств, основные из которых: ? возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей и передаточных отношений; ? компактность по сравнению с другими передачами. При одинаковом крутящем моменте на валах зубчатая передача по габаритам примерно в 10 раз меньше ременной; ? высокий КПД (до 0,99 в одной ступени); ? большая долговечность и надежность в работе по сравнению с другими передачами; ? постоянство передаточного отношения; ? относительная простота обслуживания. К недостаткам зубчатых передач относятся: ? высокие требования к точности изготовления и монтажу; ? шум и вероятность возникновения вибрации при высоких скоростях, что связано с динамической неустойчивостью системы (явления резонанса); ? невозможность бесступенчатого изменения передаточного отношения.

Преимущества червячной передачи:

1. Плавность работы

2. Малошумность

3. Большое передаточное отношение одной пары

4. Самоторможение - при некоторых передаточных отношениях

5. Повышенная кинематическая точность

2.1 Выбор материала и способа термической обработки зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

Расчет любой зубчатой передачи начинается с выбора материала и способа термической или химико-термической обработки (ТО, ХТО) зубчатых колес.

Для червячной передачи применим III вариант термической обработки.

Материалы для червячных колес выбираются согласно рекомендациям справочников в зависимости от скорости скольжения:

V_s=(4,5n₂u)/10⁴ где n₂ - частота вращения вала колеса

Определяем скорость скольжения:

V_s=(4,5•47•10•)/10⁴=1,7м/с

При Vs < 2 м/с допустимо применять чугунные червячные колеса, работающие в паре со стальными червяками.

Группа III: материал(СЧ18, у_в=355 Мпа, допускаемые контактные напряжения [у]_н=200-35•V_s

Находим допускаемые контактные напряжения: [у]_н=200-35•v_s=200-35•1,7=140,5 МПа

Допускаемые напряжения на изгибную прочность [у]_F (МПа) определяем для материалов: I и II групп [у]_F = 0,25 · у_т + 0,08 · у_в; III группы [у]_F = 0,22 · у_в.

[у]_F=0,22• у_в=0,22•355=78,1 Мпа , где у_в=355Мпа из таблицы 2.11

С_v -коэффициент, учитывающий износ материала.

С_v=1,25

N=573щL_h

N=573•4,91•29•1000=81589470 циклов

N=25•10⁷

81,6•10⁷>25•10⁷

K_HL=( 10⁷/25•10⁷)= =0,669

K_FL=( 10⁶/25•10⁷)= =0,541

Число витков Z₁=4 при i=10

Z₂=Z₁•i=4•10=40

q - коэффициент диаметра червяка:q=10

K=K_p•K_v=1•1=1



2.2 Определение основных геометрических размеров и характеристик червячной передачи

Находим межосевое расстояние:

A_w=(z₂/q+1)•=(40/10+1)•=183,5

Согласно ГОСТ выбираем: A_w=200 мм, модуль зацепления m=8,

Угол подъема линии витка червяка на делительном цилиндре расчитываем по формуле: г=arctg(z₁/q)

Значения г в зависимости от q и z₁ берем из таблицы: г= 21°48'

Определяем фактическое передаточное число:

Размеры червяка и колеса, мм:

Червяк:

- Делительный диаметр: d₁ =q ? m=10·8=80 мм.

- Диаметр вершин витков: d_а1 =d₁+2 ? m =80+2·8=96 мм.

- Диаметр впадин: d_f1=d₁-2,4 ? m=80-2,4·8=60,8 мм.

Длина нарезанной части червяка b₁ принимают:

При z₁=4 , b₁?(12,5+0,09·40)·8=128,8+25=153,8 мм. Т.е. b₁=160

Червячное колесо:

- диаметр делительной окружности колеса: d₂ = z₂ ? m=40·8=320 мм.

- диаметр вершин витков: d_a2 =d₂+2 ? m = m(z₂ + 2)=320+2·8=336 мм.

- диаметр впадин: d_f2=d₂-2,4 ? m=320-2,4·8=300,8 мм.

Ширину венца колеса b₂ принимаем по соотношению:

при z₁ = 4 b₂ ? 0,61•d_а1=0,61·96=58,56 мм.

2.3 Проверочный расчет передачи на прочность. Тепловой расчет

Определяем скорость скольжения в зацеплении:

, м/с ,

где , м/с - окружная скорость на червяке.

Определяем окружную скорость на червяке:

,м/с

По полученному значению V_s уточняем допускаемое напряжение:

Расчетное контактное напряжение:

[у]_н=·==123,7 Мпа.

Определяем КПД передачи.

= , где с - приведенный угол трения.

роверяем зубья колес по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба определяется по формуле:

где F_t2 - окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

F_t2=F_a1=

Y_F - коэффициент формы зуба, который принимают в зависимости от z₂:

Z₂=40, следовательно Y_F =1,55

Рассчитываем напряжение изгиба:

Рассчитываем окружную силу на червяке, равную осевой силе на колесе:

Рассчитываем радиальную силу F_r = 0,364 · F_t2=



3. РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА

После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют диаметры валов, расстояния между опорами валов и расстояние между деталями передач, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

Размеры валов. Определяем диаметры и длины различных участков валов редуктора:

Быстроходный вал:

Определяем диаметр выходного конца вала:

,

где Т_Б - вращающий момент на быстроходном валу, Н·мм, [ф_К] - допускаемое напряжение на кручение. Для валов из сталей 40, 45, Ст. 6 принимают пониженное значение [ф_К] = 15…20 МПа.

мм.

Округляем d до ближайшего стандартного значения: мм. Остальные размеры вала:

L=42 ; R=1,6 ; с=1

Диаметр вала двигателя: d₁=32.

Диаметр вала в месте установки подшипника определяем по формуле:

D_П ? d + 2 · t, мм, где t - высота заплечика.

D_П ? 28 + 2 · 3,5=35 мм.

Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника:

D_БП ? d_П + 3 · r, мм,

3

где r - координата фаски подшипника.

D_БП ? 35 + 3 · 2=41 мм.

Из приложения 3 получаем, что d_БП=42 мм.

Длина промежуточного участка вала: для червячной передачи:

L_КБ = 2 · d_П =

Тихоходный вал (для всех редукторов).

Диаметр выходного конца вала:

d?(5…6) ,

где Т_Т - вращающий момент на тихоходном валу, Н·м.

=48,96.

Расчетный диаметр d округляется до ближайшего стандартного значения, которое определяется по приложению 1.

Следовательно, d=50 мм.

Остальные размеры:L=82 мм, R=2,5 мм, С=2.

Диаметр вала в месте установки подшипника:

D_П ? d + 2 · t, мм ,

где t - высота заплечика.

Высота заплечика t=4.

D_П ? 50 + 2 · 4=58.

Расчетный диаметр d_П округляем в большую сторону до числа, кратного 5.

Следовательно d_П=60.

Рассчитываем диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника:

D_БП ? d_П + 3 · r, мм,

где r - координата фаски подшипника.

Координата фаски подшипника r=3.

D_БП ? 60 + 3 · 3=69 мм.

Расчетный диаметр d_БП округляем в большую сторону до стандартного числа.

d_БП =70 мм.

Диаметр вала в месте установки колеса:

d_К ? d_БП=70 мм.

Длина промежуточного участка вала:

L_КТ = 1,2 · d_К =.

Расстояния между деталями передач.

Чтобы вращающиеся колеса не задевали за внутренние стенки корпуса, между ними оставляют зазор а, который определяют по формуле:

,

где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

L=

Выбор типа подшипника.

В соответствии с установившейся практикой проектирования тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям:

- для опор валов червячных колес, а также червяков применяют конические роликовые подшипники, которые хорошо воспринимают осевые нагрузки, возникающие в конических и червячных передачах;

Первоначально принимают подшипники легкой серии.

Основные характеристики роликовых конических подшипников:

Данные о подшипниках: d=35; D=72; B=17; C=15; T_наиб =18.5



Литература

[2] таблица 4

[3] таблица 4

[4] таблица 4

Проектирование фланцев:

Толщина стенки корпуса д=8

Размещено на Allbest.ru