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

40 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

30954. ЭТОЛОГИЯ – НАУКА О ПОВЕДЕНИИ ЖИВОТНЫХ 87 KB
  Этология наука о поведении животных Таксисы Инстинкт Рефлекс Обучение Запечатление Условный рефлекс Инструментальный условный рефлекс Метод проб и ошибок Подражание Инсайт Мышление 2. Типы высшей нервной деятельности и поведение животных 4. Список литературы ЭТОЛОГИЯ НАУКА О ПОВЕДЕНИИ ЖИВОТНЫХ Термин этология происходит и греческого слова этос и означает поведение характер. Этология как наука о биологических закономерностях поведения значительное развитие...
30955. Социально инвестиционная программа «Пуховый мир» 848.5 KB
  Бизнес план социально инвестиционной программы Пуховый мир Муниципальное образование Верхнесалдинский район Возрождение старинного рукодельного ремесла в Свердловской области Проект Пуховый мир Социально инвестиционная программа Создания Уральского пухово шерстяного народно художественного промысла Автор и исполнитель: Мустакимов Вячеслав Алексеевич Общая стоимость проекта: 563007 USD Требуются инвестиции: 200000 USD Срок реализации: 5 лет Россия...
30956. Философия. Внутренний мир человека 48.14 KB
  Место философии во внутреннем мире человека. Происхождение философии. Для раскрытия специфики философии важно обратиться к истокам философского мышления а также к мифологическому и религиозному миропониманию как предпосылке. Таким образом можно с полной уверенностью сказать что истоками философии являются мифология и религия.
30957. Финансы и финансовые ресурсы 816.15 KB
  Первые два признака денежный характер и распределительный характер лишь ограничивают круг финансовых отношений а свойственная финансам фондовая форма существования обязательный безэквивалентный характер движения стоимости в одностороннем порядке подчеркивают специфические особенности финансов как особой экономической категории. отмечает что финансам присущи денежная форма стоимости; распределительный характер; формирование денежных доходов и накоплений принимающих форму финансовых ресурсов. Таким образом выясняя сущность и специфику...
30958. Охрана труда и техника безопасности при осмотре животных 46.5 KB
  При диагностических и лечебнопрофилактических мероприятиях взятии крови внутривенных вливаниях вакцинациях и других манипуляциях животное фиксируют в стоячем положении удерживая его за голову руками с помощью веревки или инструментов. Голову фиксируют руками за рога или одной рукой за рог другой за носовую перегородку. В таких случаях голову животного фиксируют веревкой которую закрепляют на рогах у комолых вокруг шеи. Быков фиксируют за носовое кольцо рукой или специальным водилом.
30959. Гражданское право. Шпора 154.13 KB
  Предмет гражданского права. Деление права на отдельные отрасли осуществляется с помощью двух критериев: предмета и метода правового регулирования. Имущественные отношения составляют ядро предмета гражданского права. Это отношения складывающиеся по поводу имущества при этом имуществу дается широкая трактовка: к нему относятся не только вещи но и права требования.
30960. ГЕРМАНСКИЙ ФАШИЗМ 2.25 MB
  События периода фашистского господства в Германии как и опыт прошедших с того времени лет позволили накопить большой материал для обоснованного и полного ответа на вопрос о действительной роли фашизма в системе политических социальных и экономических отношений современного капиталистического общества и соответственно о классовом содержании политики НСДАП. Главные источники финансирования фашистской партии Политические противники националсоциалистов в том числе и из буржуазного лагеря с самого начала отмечали что НСДАП справлялась с...
30961. Генетическая изменчивость 27.7 KB
  Мутации это внезапные скачкообразные стойкие изменения в структуре генотипа. На основных ее положениях строица современная генетика: мутации дискретные изменения наследственности в природе спонтанны мутации передаются по наследству встречаются достаточно редко и могут быть различных типов. Различают спонтанные и индуцированные мутации Спонтанные...
30962. Гигиена воды 166 KB
  От химического и бактериального состава воды в значительной мере зависят здоровье человека и санитарные условия его жизни. Неоспоримо огромное физиологическое и гигиеническое значение воды для жизнедеятельности человеческого организма. Однако вода может играть и отрицательную роль так как во первых служит одним из путей передачи возбудителей инфекционных болезней во вторых солевой состав воды может быть причиной возникновения ряда неинфекционных заболеваний в третьих органолептические свойства воды неприятный вкус запах и т.