237

Теоретический расчет работы электродвигателя

Реферат

Физика

Определение мощности и частоты вращения двигателя, общий коэффициент полезного действия. Фактическая частота вращения на валу рабочей машины, расчет зубчатых колёс редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Русский

2012-11-14

193.34 KB

39 чел.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

  1. Определение мощности и частоты вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения – от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

1) Требуемую мощность рабочей машины , кВт определяем по формуле:

,

где - окружное усилие, H,

V- скорость движения ленты,

 

2) Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода определяем по формуле:

,

где , , ,  - коэффициенты полезного действия закрытой передачи (редуктора), клиноременной передачи, муфты, подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников)

3) Требуемую мощность двигателя , определяем по формуле:

 

4) Выбор электродвигателя

    Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не                ниже той, которая определяется по формуле . Из существующих типов двигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Выбираем двигатель :   4A100S4 ;     1500 об/мин ; s=4,4%                                 

                                       4A112MA6 ; 1000 об/мин ; s=4,7%

                                       4А112М8 ;    750 об/мин ;   s=5,8%.

5) Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины , :

для ленточного конвейера:

,    рад/с

 

6) Подбираем значения передаточных чисел редуктора и ремённой передачи:

а)

, отсюда  

согласно стандартному ряду передаточных чисел конических зубчатых передач данный вариант нам не подходит.

б)

, отсюда

согласно стандартному ряду передаточных чисел конических зубчатых передач этот вариант нам тоже не подходит.

в)

, отсюда

из стандартного ряда передаточных чисел подбираем ближайшее значение передаточного числа: , тогда

данное значение попадает в предел .

7) Находим фактическую частоту вращения:

- на выходном валу редуктора (вал рабочей машины):

 

- на валу после ремённой передачи:

 

- на валу шкива ремённой передачи:

 

8) Максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины определяем по формуле:

,

где - отклонение скорости приводного вала рабочей машины (не превышает 5%)

 

Фактическая частота вращения на валу рабочей машины не превышает допустимого значения с учётом допустимого отклонения:

 

Исходя из полученных результатов , выбираем асинхронный короткозамкнутый трёхфазный двигатель 4АМ90L6У3 (,  ).

9) Фактическое передаточное число привода , определяем по формуле, (точность – два знака после запятой):

10) Крутящие моменты на каждом валу ступеней привода определяем по формулам:

- момент на валу двигателя:

 ;

- момент на валу шкива ремённой передачи:

 ;

- момент на валу после ремённой передачи:

  ;

- момент на выходном валу редуктора:

 .

2  Расчет зубчатых колёс редуктора

Данные для расчёта:

Угловая скорость на ведущем валу конической передачи:

рад/с

Угловая скорость на ведомом валу конической передачи:

рад/с

Мощность, передаваемая ведущим валом конической передачи:

кВт

1) Определяем передаточное отношение по формуле:

принимаем стандартное значение передаточного отношения

2) Крутящие моменты (посчитаны в первой части):

Н·м

Н·м

3) Для получения сравнительно небольших габаритных размеров и невысокой стоимости конструкции выбираем для изготовления колёс сталь 40Х (поковка). Назначаем термообработку: улучшение + ТВЧ для шестерни (поверхность 45…50 HRCЭ, сердцевина 269…302 HB), HB1ср = 285,5; МПа; МПа; МПа; улучшение для колеса – твёрдость 235…262 HB, HB2ср = 248,5; МПа; МПа; МПа.

Определяем допускаемые контактные напряжения

1) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса находим по формулам:

,

,

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

,

где - частота вращения колеса (шестерни), об/мин;

- время работы передачи (срок службы), ч;

- коэффициент, учитывающий число зацеплений зуба за один оборот колеса (из схемы привода);

- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному (табл. 4 Приложения Б, методичка).

,

,

2) определяем допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений :

,

,

- шестерня: МПа;

МПа;

- колесо: МПа;

  МПа.

3) Расчётные допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:

,

где - коэффициент запаса прочности (для зубчатых колёс с однородной структурой ; для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зуба ).

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при рассчитываем по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса, то есть по менее прочным зубьям.

МПа;

МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба

4) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

,

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, ц;

  - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (найдено выше)

;

;

так как

МПа; МПа, найдено выше.

Проектировочный расчёт

5) Расчётный внешний диаметр шестерни определяем по формуле:

,

где - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач МПа1/3;

  - коэффициент, учитывающий изменение прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: для прямых зубьев ;

  - коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния, принимаем ;

  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для контактной прочности);

  - коэффициент внешней динамической нагрузки;

  - расчётное допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, МПа.

мм, принимаем = 96 мм.

Принимая предварительно число зубьев шестерни , определяем модуль зацепления по формуле:

мм

Принимаем мм. Тогда число зубьев шестерни определяем по формуле:

, принимаем стандартное значение ;

Число зубьев колеса:

,

Действительное передаточное число:

Геометрические размеры зубьев и колёс

6) Углы делительного конуса шестерни и колеса находим по формулам:

°;

°;

7) Внешние диаметры:

- делительный: мм;

мм;

- вершин зубьев: мм;

мм;

- впадин зубьев: мм;

  мм;

8) Внешнее конусное расстояние находим по формуле:

мм;

9) Ширина венца зубчатого колеса и шестерни:

мм, принимаем меньшее значение мм;

.

10) Среднее конусное расстояние находим по формуле:

мм.

11) Параметры колёс в среднем сечении:

- средниё модуль: мм;

- средние делительные диаметры: мм;

  мм.

12) Окружные силы в зацеплении находим по формулам:

Н;

Н.

13) Радиальные силы:

Н;

Н.

14) Осевые силы находим по формулам:

Н;

Н.

15) Окружная скорость колёс:

м/с

3 Предварительный расчет редуктора

Расчет выполняем на кручение  по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего : Тк11=152,78 ∙103 Н∙мм

Ведомого:  Тк2к1u=152,78∙103∙6,3=863,78 Н∙мм

Ведущий вал:  Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τr]=25 Мпа

мм

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соеденить с помощью МУВП с валом электродвигателя  dдв=42 мм, принимаем dв1=32 мм.

Диаметр под подшипниками примем  dn1=40 мм; диаметр под шестерней dk1=32 мм.

Ведомый вал: Диаметр выходного конца вала dв2 определяем при меньшем к]=20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:

мм

Примем dв2=56 мм; диаметр под  подшипниками dn2=60 мм, под зубчатым колесом dk2=70 мм.

4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня

Сравнительно наибольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка lстb=50 мм.

Колесо      

                                                                                                

Коническое зубчатое колесо кованое.                                            

Его размеры dae2=600 мм; b=50 мм.

Диаметр ступицы dст≈1,6∙ dk2=1,6∙70≈112мм;

длина ступицы lст=(1,2÷1,5) dk2=

(1,2÷1,5) ∙70=84÷105 мм; принимаем lст=84 мм.

Толщина обода δ0=(3÷4)m=(3÷4)∙5=15÷20 мм; принимаем δ0=18 мм.

Толщина диска С=(0,1÷0,17)Re=(0,1÷0,17)∙303,7=30,37÷51,6 мм; С=35 мм.

5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

δ=0,05 Re+1=0,05∙303,7+1=16,2 мм; принимаем δ=17 мм.

δ1=0,04 Re+1=0,04∙303,7+1=13,2 мм; принимаем δ1=14 мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки:

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b=1,5δ=1,5∙17=25,5 мм;

b=1,5δ1=1,5∙14=21 мм;

нижнего пояса корпуса

р=2,35∙δ=2,35∙17=39,95 мм; принимаем р=40 мм.

Диаметры  болтов:

Фундаментных d1=0,055Re+12=0,055∙303,7+12=29 мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой  М30;

Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7÷0,75) d1=(0,7÷0,75)∙30=21÷22,5 мм; принимаем болты с резьбой М22;

Болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,5÷0,6) d1=(0,5÷0,6)∙30=15÷18; принимаем болты с резьбой М18.

6 Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Силы, действующие в зацеплении:  Ft=3504 H; Fr1=Fa2=1260 H; Fa1=Fr2=199 H.

Первый этап компоновки дал ƒ1=73 мм и С1=120 мм.

Реакцию опор ( левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa, обозначим индексом “2”).

В плоскости xz

Rx2c2=Ft∙ƒ1;

Rx2=Ft ƒ1/C1=3504∙73/120=2132 H;

Rx1c1=Ft(c11);

Rx1= Ft(c11)/c1=3054∙(120+73)/120=5636 H;

Проверка: Rx2-Rx1+Ft=2132-5636+3504=0

В плоскости yz

-Ryzc1+Frƒ1-Fad1/2=0

Ryz=(1260∙73-199∙(86,9/2))/120=695 H;

-Ry1c1+Fr(c11)-Fad1/2=0;

Ry1=(1260∙193-8656,5)/120=1955 H.

Проверка: Ry2-Ry1+Fr=695-1955+1260=0.

Суммарные реакции

Pr2H;

Pr1H.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S2=0,83ePr2=0,83∙0,38∙2242=707 H;

S1=0,83ePr1=0,83∙0,38∙5965=1881 H;

Здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения e=0,38.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл.9.21). В нашем случае S1>S2; Fa>0; тогда    Ра1=S1=1881 H; Pa2=S1+Fa=1881+199=2080 H.

Рассмотрим левый подщипник

Отношение > e, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

Pэ2=(XVPr2+YPa2)KbKτ;

Для заданных условий V=Kδ=Kτ=1; для конических подшипников при > e коэффициент Х=0,4 и коэффициент Y=1,565 (cм. Табл. 9.18 и П7 приложения)

Эквивалентная нагрузка Pэ2=(0,4∙2242+1,565∙2080)=4112 Н=4,11 кН.

Расчетная долговечность, млн.об.

L= млн.об.

Расчетная долговечность, ч

Lh= ч

Где n=706 об/мин – частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение  < e, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

Рэ1=VPr1KbKτ=5965∙1∙1∙1=5965 Н.

Расчетная долговечность, млн.об.

L= млн.об.

Расчетная долговечность, ч

Lh= ч.

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов Ft=3504 H; Fr=199 H; Fa=1260 H.

Первый этап компоновки дал ƒ2=70 мм, С2=160 мм и l3=100 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым» (см. табл. 9.21).

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего  вала.

Реакции в плоскости хz:

Rx3=5037 H и Rx4=1533 H.

Реакции в плоскости yz (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d2=mz2=5∙120=600 мм):

Ry3=1438 H и  Ry4=178 H.

Эквивалентные нагрузки:

Pэ3=3560 Н=3,56 кН и Рэ4=6286 Н=6,28 кН.

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7212, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Отношение < e, поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Рэ4=VPr4KbKτ=5965∙1∙1,2∙1=6286 Н = 6,28 кН.

Расчетная долговечность, млн. об.

L= млн.об.

Расчетная долговечность, ч

Lh= ч

Здесь n=176 об/мин – частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7212 приемлемы.

7 Проверка прочности шпоночных соединений

Здесь ограничиваемся проверкой прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке.

Диаметр вала в этом месте dв2=56 мм. Сечение и длина шпонки b˟h˟l =14˟9˟63 , глубина паза t3=5,5 мм по ГОСТ.

Момент на звездочке Т3=863∙103 Н∙мм.

Напряжение смятия

σсм= МПа<[σcм].

8 Уточненный расчет валов

Материал валов – сталь 45 нормализованная; σв=570 МПа (см. табл. 3.3).

Пределы выносливости σ-1=0,43∙570=246 МПа и τ-1=0,58∙246=142МПа.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

Мy=Rx2c1=2132∙120=256∙103 H∙мм;

Мx=Ry2c1=695∙120=83,4∙103 H∙мм.

Cуммарный изгибающий момент

М=мм3.

Момент сопротивления сечения

W= мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

συmax=МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Sσ=.

По табл. 8.7

Полярный момент сопротивления

Wр=2W=2∙6,28∙103=12,56∙103 мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7 ; коэффициент ψτ=0,1;

.

Коэффициенты запаса прочности

.

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=1,5÷1,7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [s]=2,5÷3,0. Полученное значение s=2,65 достаточно.

Ведущий вал:

У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом dk2=70 мм и под подшипниками dп2=60 мм со стороны звездочки. Через оба эти сечения передается вращающий момент Т2=863∙103 Н∙мм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент

Н∙мм,

А под  подшипником Ми3=Fвl3=7978∙100=797,8∙103 Н∙мм. Ми2 больше Ми3 всего на 5 процентов, а момент сопротивления W2 больше W3 пропорционально (d2/d3)3=(70/60)3=1,59, т.е. на 30%. Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более опасно сечение под подшипником. Для него и проведем расчет.

Изгибающий момент Ми3=797,8∙103 Н∙мм.

Момент сопротивления сечения

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

συmax=МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Sσ=,

По табл. 8.7

Полярный момент сопротивления

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7 ; коэффициент ψτ=0,1;

Коэффициент запаса прочности

>[s].

Ведомый вал:

9 Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σН=440 Мпа и средней скорости υ=5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10-6 м/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл.9.14 – солидол марки УС-2.

Список литературы

1 С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М: Машиностроение, 1979. – 351 с., ил.

2 В.П. Гилета, Е.В. Рубцова, Е.Д. Сарлаева и др. Основы проектирования и конструирования: Методическое руководство.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

60299. Показове заняття на тему: «Руховий режим на прогулянці» 40 KB
  Удосконалювати вміння підлізати під шнур і бігати врозтіч в рухливій грі Бджілки. А тепер бджілки ми всі разом заспіваємо пісеньку: Жу-жу-жу жу-жу-жу Я із сонечком дружу. Бджілки цевеликий кущ спіреї. Знову бджілки розправили свої крильця та полетіли і побачили чудову галявинку.
60302. 1/3 Регулятор частоты вращения 1.62 MB
  Регулятор частоты вращения поддерживает постоянную частоту вращения коленчатого вала при заданном положении педали управления подачи топлива. При перемещении реек изменяется подача топлива форсунками и частота вращения коленчатого вала.
60304. Основы реанимации. Методические рекомендации 959.5 KB
  Понятно что этого времени будет достаточно для наступления необратимых изменений в коре головного мозга пострадавшего. Попытки оживления вдуванием воздуха в рот пострадавшего были впервые описаны в 1753 году в Санкт-Петербургских ведомостях когда профессор...
60305. Первая помощь при острой сердечно-сосудистой недостаточности 5.91 MB
  Практический навык первичная диагностика пострадавшего НМС и ИВЛ. Началу оказания первой медицинской помощи предшествует оперативное принятие верных и безопасных для спасателя решений так как этот шаг предопределяет успех и в сохранении жизни самого пострадавшего.
60306. Основы диагностики и реанимации (II) 4.99 MB
  Началу оказания первой медицинской помощи предшествует оперативное принятие верных и безопасных для спасателя решений так как этот шаг предопределяет успех и в сохранении жизни самого пострадавшего.
60307. ПЕРВАЯ ПОМОЩЬ ПРИ РАНЕНИЯХ 1.85 MB
  Общие принципы оказания первой помощи при ранениях остановка кровотечения дезинфекция раны фиксирование конечности обезболивание безопасная транспортировка. Соответственно признаками ранений будут являться следующие...