42812

Расчет электродвигателя и его основных характеристик

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Эквивалентное время работы Эквивалентное число циклов нагружения для колеса для шестерни Базовое число циклов нагружения для колеса для шестерни Коэффициенты долговечности: для колеса для шестерни Базовый предел контактной выносливости для колеса для шестерени Смотри Журнал лабораторных работ табл 11] Допускаемые контактные напряжения для колеса для шестерни SH=1. Эквивалентное время работы при HBср 350 Эквивалентное число циклов нагружения для колеса...

Русский

2013-11-01

351.05 KB

2 чел.

1. Кинематический и силовой расчет привода.

1.1.Выбор электродвигателя.

1.1.1 Общий коэффициент полезного действия привода.

где общ - общий КПД привода  

м1 – КПД упругой муфты, м1 = 0,99;

– КПД конической передачи, кон = 0,97

цп КПД зубчатой цилиндрической передачи, цп = 0,975;

м2 – КПД упругой муфты, м2 = 0,99;

оп – КПД подшипников качения, оп = 0,99

Примечание: значение КПД см. [Журнал лабораторных работ, табл.2]

1.1.2 Мощность на рабочем органе.

1.1.4 Частота вращения рабочего органа.

1.1.5 Потребная частота вала электродвигателя.

где: uТ=3- значение передаточного числа тихоходной ступени цилиндрической передачи;

uБ=5- значение передаточного числа быстроходной ступени ступени цилиндрической передачи.

Выбираем электродвигатель:

тип

nсинхр

Nдв кВт

nдв  об/мин.

Тмах/Тном

100L4/1430

1500

4

1430

2,4

        Примечание: Марки двигателей см.[Журнал лабораторных работ, табл.4]

1.2. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням, из условия получения минимальных габаритов.

1.2.1 Общее передаточное число привода.

1.2.2 Передаточное число редуктора.

т.к. отсутствуют ременная и цепная передачи.

1.2.3 Передаточное число тихоходной ступени редуктора.

1.2.4 Передаточное число быстроходной ступени редуктора.

1.2.5 Принятое передаточное число редуктора.

Принимаем стандартные значения Uб=3.55 и Uт=5 [Журнал лабораторных работ, табл.6]

1.2.6 Относительная погрешность передаточного числа редуктора.

1.3.Определение частоты вращения, мощности и крутящих моментов на валах привода.

Частота вращения, об/мин

Мощность, кВт

Крутящий момент, Н·м

2. Проектирование редуктора.

2.1. Тихоходная ступень.

2.1.1 Выбор материала и термической обработки.

Принимаем:

Колесо – Ст 45 улучшение; HB4 240…285;

Шестерня – Ст 40Х улучшение; HB3 260…280;

  Примечание: марки материалов и рекомендуемые твёрдости см. [Журнал лабораторных работ, табл10]

2.1.2 Допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную выносливость.

Эквивалентное время работы

Эквивалентное число циклов нагружения

   для колеса

   для шестерни

Базовое число циклов нагружения

   для колеса

  для шестерни

Коэффициенты долговечности:

   для колеса ,  

   для шестерни  

Базовый предел контактной выносливости

   для колеса  

   для шестерени  

Смотри [Журнал лабораторных работ, табл 11]

Допускаемые контактные напряжения

   для колеса

   для шестерни  

   SH=1.1 коэффициент безопасности, см. [Журнал лабораторных работ, табл.11]

Расчетное допускаемое напряжение

   т.к. , то

2.1.3 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на изгибную выносливость (усталость).

Эквивалентное время работы

при HBср<350

Эквивалентное число циклов нагружения

   для колеса

   для шестерни

Коэффициенты долговечности:

   для колеса ,  

   для шестерни т.к.

Базовый предел изгибной выносливости

   для колеса

   для шестерни

   Примечание: см. [Журнал лабораторных работ, табл.11]

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость

   для колеса

   для шестерни

SF=1.75-коэффициент безопасности,  см. [Журнал лабораторных работ, табл.11]

где  KFC=1 – коэффициент реверсивности.

2.1.4 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках.

  Допускаемые контактные напряжения при перегрузках моментом Тmax.

   для колеса

   для шестерни

Допускаемые напряжения изгиба при перегрузках моментом Тmax.

   для колеса

   для шестерни

2.1.5 Межосевое расстояние.

Межосевое расстояние косозубой тихоходной ступени из условия контактной выносливости

   

  см. [Балдин, Галевко; стр 37; табл 2.3]

см. [Балдин, Галевко; стр 30; рис 2,11]

Округляем до стандартного значения aω=160 мм. ,См. [Журнал лабораторных работ, табл. 9]

2.1.6 Нормальный модуль.

См. [Журнал лабораторных работ, табл. 9]

Принимаем по ГОСТу m=2,5.

2.1.7 Число зубьев для косозубой передачи тихоходной ступени.

Принимаем:

Уточняем угол наклона зубьев:

β=arccosβ=10° 8' 30.46"

2.1.8 Действительное передаточное число.

2.1.9 Относительная погрешность.

2.1.10 Делительные диаметры шестерни и колес.

2.1.11 Диаметр окружности выступов.

   для шестерни  

   для колеса  

2.1.12 Диаметры окружности впадин.

   для шестерни

   для колеса  

2.1.13 Ширина зубчатых колес.

   для колеса  

   для шестерни  

2.1.14 Определение слабого элемента при расчете на изгибную выносливость.

Эквивалентное число зубьев:

Коэффициент формы зуба:

   

Приложение: См. [Балдин, Галевко; стр 43; рис 2.13]

Сравниваем:  

Вывод: слабым элементом является зуб колеса, т. е. расчет на изгибную выносливость необходимо вести по колесу, [σF]4=257,14 МПа.

Определение расчетной нагрузки.

Удельная нагрузка на единицу длины зуба:

    см. [Балдин, Галевко; стр 33; Табл 2.2]

   Примечание: см.[Балдин, Галевко; Стр 30,32; рис 2.11, Табл 2.1]

Определение действующих напряжений изгиба для зуба колеса.

МПа

   yβ=cosβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

   Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Вывод:

следовательно работоспособность по изгибной выносливости обеспечена.

2.1.15 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость.

Определение окружной скорости в зацеплении и степени точности передачи

Принимаем 9 степень точности.

Определение расчетной нагрузки при расчете на контактную выносливость.

- коэффициент распределения между зубьями.

см. [Балдин, Галевко; стр 33; Табл 2.2]

- коэффициент динамической нагрузки.

Примечание: см.[Балдин, Галевко; Стр 30,32; рис 2.11, Табл 2.1]

Определение действующих контактных напряжений.

Коэффициент, учитывающий геометрию передачи - ZH=  Zм=275 МПа – коэффициент, учитывающий свойства материала.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где: Кε=0,95

Вывод: σH=438,69  МПа ≤ [σH]=448,6 МПа, работоспособность зубчатой передачи по контактной выносливости обеспечена.

2.1.16 Проверочный расчет зубьев при перегрузках.

Расчет ведется по Tmax в момент пуска, Tmax/Tном=2,4 из характеристики двигателя.

Контактные напряжения в момент пуска:

Вывод: σHmax=694,99 МПа ≤ [σH]max3=1624 МПа, контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.

Напряжения изгиба в период пуска:

Вывод: σFmax=176,88 МПа ≤ [σF]max3=685 МПа, изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.

2.2 Расчёт конической быстроходной передачи

  Принимаем для конической передачи на быстроходной ступени передачу с круговым зубом при β=30 и проводим проектировочный расчет, определяя делительный диаметр шестерни в среднем сечении при коэффициентах Кd=600; ZM=275 МПа;  КbL=b/RL=0.285, θн=1.25 коэффициент нагрузки при круговом зубе.

 

 

  =1.07 см.[Балдин, Галевко; стр. 66; рис 3,7]

  

  Число зубьев  шестерни Z1=19 и  Z2=19*3,55=67

  Приложение: см. [Балдин, Галевко; стр. 68; рис 3,8]

  Определим модуль в среднем сечении

     Принимаем стандартное значение mnm=2, тогда новые значения составляют

  dm1=mnm*Z1/cos β1=2*19/0.867=43,83 мм

  dm2=mnm*Z2/cos β1=2*67/0.867=154,56 мм

  mte=mnm/(cos β1*(1-0.5*KbL))=2/(0.886*(1-0.5*0.285))=2.69 мм

диаметры делительных конусов на внешнем торце конической ступени

  de1=2.69*19=51.11 мм

  de2=2.69*67=180,23 мм

  da1=de1+2mte=51.11+2*2.69=56.49 мм

  da2=de2+2mte=180.23+2*2.69=185.61 мм

  

Проверим отсутствие пересечения вала III с колесом Z2 при межосевом расстоянии aw=160 мм. Минимальный диаметр вала III

 d=(Тш1000/(0,2[τкр])0.33=(1000*544/(0.2*25))0.33=47.7

da2/2+47.7/2=185.61/2+24=116.80<160 т.е колесо Z2 не пересекает вал III

Конусное расстояние Rl=0.5mte*(Z12+Z22)0.5=0.5*2*(192+672)0.5=69.64 мм

Ширина колеса bw=Rl*Kbl=69.64*0.285=19.85 мм→20мм

Угол делительного конуса шестерни δ1=arctg(Z1/Z2)=arctg(19/67)=1549`

δ2=90- δ1=7410`

2.1 Проверочный расчёт на изгибную выносливость быстроходной ступени

 2.1.1 Определение слабого элемента контактирующих колёс

 Имеем Z1=19, cosβ=0.867, Z2=67

 Эквивалентное число зубьев:

 Zv1=Z1/(cos3β*cosδ1)=19/(0.8673*0.97)=30.06

 Коэффициент формы зуба  Yf4=3.95 при X=0

   Приложение см. [Балдин, Галево; стр 43; рис 2,13]

 При Z2=67 эквивалентное число зубьев

 Zv2=Z2/(cos3β*cosδ2)=67/(0.8673*0,243)=423,07

  Коэффициент формы зуба Yf4=3.79 при Х=0

Сравним [σF]1/YF1 и [σF]2/YF2 ; 278/3,95=70,4>259/3.79=68.3

Вывод: слабым элементом является зуб колеса, поэтому расчёт изгибной выносливости ведём по зубу колеса [σF]2=259 МПа

2.1.2 Определение расчётной нагрузки при расчёте на изгибную выносливость.

νF=0.94+0.08*Uб=0,94+0,08*3.55=1.224 коэффициент нагрузочной способности для конических передач с круговым зубом;

K=1.103      при Ψbl=0.590

KFV= 1,11        при HB<350, V=3.83 м/с, и 8ой степени точности

K=1.22         

Определение действующих напряжений изгиба для зуба колеса.

МПа

yβ=cosβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Определение коэффициента торцевого перекрытия.

Вывод: σF2=81.39  МПа ≤ [σH]=259 МПа, работоспособность зубчатой передачи по изгибной выносливости обеспечена.

2.1.3 Проверочный расчет зубьев при перегрузках.

Расчет ведется по Tmax в момент пуска, Tmax/Tном=2,4 из характеристики двигателя.

Контактные напряжения в момент пуска:

Вывод: σHmax=848 МПа ≤ [σH]max3=1260 МПа, контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.

Напряжения изгиба в период пуска:

Вывод: σFmax=195.3 МПа ≤ [σF]max3=685 МПа, изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.

2.2 Расчёт конической передачи на контактную выносливаость

   Удельное окружное усилие

K=1.07       см.[Балдин, Галевко; стр 66; рис 3.7]

KHV= 1,04        при HB<350, V=3.83 м/с, и 8ой степени точности

K=1.07         

  

   

Коэффициент сопряжения формы поверхности зуба

  

   Для α w=20

    ZH=1.76*cosβ=1,76*0,867=1,52

    Zм=275 МПа, для стальных колёс

    

Вывод: σH=431,3  МПа ≤ [σH]=448,6 МПа, работоспособность зубчатой передачи по контактной выносливости обеспечена.

3. Расчёт валов на кручение. Предварительный выбор подшипников.

  3.1 Условия прочности на кручение

τкр=Tкр/Wp<[ τкр]=0.25*360=90 МПа для стали 45(III вал)

валы I и II сталь 40Х σт=640 МПа не учитывая действие изгибающих моментов, принимаем для валов [ τкр]=(20…25) МПа,

dвI≥(Т1*103/(0,2*[ τкр]))0.33=(24,99*103/(0,2*20))0,33=17,89 мм

принимаем с учётом диаметра вала двигателя d=28 мм, и с дообработкой МУВП-25

диаметр входного участка ведущего вала под полумуфту dв1=25 мм, тогда участок вала под крышку подшипника для упора полумуфты 25+6=32 мм. Под подшипник I вала принимаем диаметр dв1п=35 мм.

dвII≥(Т2*103/(0,2*[ τкр])0.33=(85,61*103/(0,2*20))0,33=26,86 мм

Принимаем диаметр промежуточного вала под подшипником dв2=35мм

dвIII≥(Т3*103/(0,2*[ τкр])0.33=(417,28*103/(0,2*20))0,33=45.3 мм

Принимаем диаметр тихоходного вала под подшипником dв3=50мм

     4.1 Усилия в зацеплении на быстроходной ступени

Окружное усилие Pt12=2*TII*103/dm2=2*85.61*1000/154.56=1107 H

Радиальное усилие Pr1=Pt12/cosβ1*(tgα*cosδ1-sin β1*sin δ1)=273 H

Осевое усилие Pa1=Pt12/ cosβ1*(tgα*cosδ1+sin β1*sin δ1)=622 H

  4.2 Усилия в зацеплении на тихоходной ступени

Угол наклона линии зацепления α=20

Угол наклона зуба β3,4=10⁰8`30``, Z3-левый зуб

Окружное усилие Pt34=2*TII*103/d3=2*85.61*1000/53.35=3209 H

Радиальное усилие Pr34=Pt34*tgα/cos β3=1186 H

Осевое усилие Pa34=Pt34*tgβ3=573 H

4. Схема сил и усилий в зацеплении

Rm1=2940*0.100=294.0 [H]

Rm2=2*31.25/0.210=297.6 [H]

l11=91 [мм]                        l21=50 [мм]                         l31=51 [мм]

l12=48 [мм]                        l22=95 [мм]                         l32=137 [мм]

l13=19 [мм]                        l23=30 [мм]                         l33=80 [мм]

d1=43.83 [мм];    d2=154.86 [мм];    d3=53,35 [мм];     d4=277,67 [мм]

5.1 Расчёт быстроходного вала

  Марка стали тихоходного вала – Сталь 40ХН.

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

В расчете используется коэффициент перегрузки

Кп = Тmax/Т,

где Тmax - максимальный кратковременно действующий вращающий  момент (момент перегрузки),

     Т – номинальный (расчетный) вращающий момент.

Для выбранного ранее двигателя Кп = 2,2.

  По рассчитанным ранее реакциям в опорах и известных силах, действующих на валах строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и эпюру крутящего момента. Данные эпюры были приведены ранее, при определении реакций в опорах подшипников.

   В расчете определяют нормальные  и касательные  напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

При анализе эпюры изгибающих моментов, приходим к выводу, что нас интересуют 2 сечения, представляющих опасность, оценку их значимости будем производить по величинам нормальных и касательных напряжений, т.к. имеем разные моменты сопротивления.

   В расчете определяют нормальные  и касательные  напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

 = 103*Mmax / W + Fmax / A,

= 103*Mkmax/Wk,

где Mmax = Кпк = 30,08*2,2 = 66,19 Нм.

       Fmax  = Кп*Fa = 2,2*1179 = 2594 Н.

W = *d3/32 = 4209 мм3,

Wk = 2*W = 8418 мм3.

А =  *d2/4 = 962,1 мм2.

 = 103*66,19/4209 + 2594/962,1 = 8,42 МПа,

 = 8,42 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 2,2*23 = 50,6 Нм.

= 103*50,6/8418 = 6 МПа.

= 6 МПа.

Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Sт = т/,    т = 640 МПа.

Sт = т/,      т  = 380 МПа.

Sт = 640/8,42 = 76

Sт = 380/6 = 63,22

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 [Sт] = 1,3…2

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 = 48,6

Получили, что

Sт = 48,6  [Sт] = 1,3…2

5.2 Расчёт тихоходного вала

 = 103*Mmax / W + Fmax / A,

= 103*Mkmax/Wk,

где M1max = Кп*М = 108,5*2,2 = 238,7 Нм.

       F1max  = Кп*Fa = 2,2*484,5 = 1066 Н.

W = *D3 /32,- сечение круглое для контактной поверхности  колеса и вала.

где  D1 = 40 мм,

W1 = 6283,2 мм3

W1k = 2*W = 12566,4 мм3.

А =  *d2/4,

A1 = 1256,6 мм2

1  = 38,8 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 2,2*184,9 = 407 Нм.

1= 32,4 МПа.

Переходим к рассмотрению следующего сечения:

где M2max = Кп*М2 =  229 Нм.

       F2max  = Кп*F2a =  1066 Н.

W = *D3 /32,- сечение круглое для контактной поверхности  колеса и вала.

где  D2 = 35 мм,

W2 = 4209,25 мм3

W2k = 2*W = 8418,5 мм3.

А =  *d2/4,

A2 = 962,1 мм2

1  = 55,5 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 2,2*184,9 = 407 Нм.

2= 48,3 МПа.

Оценивая нагруженность участков, приходим к выводу, что наиболее нагружен участок вала под первой опорой подшипника.  

Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Sт = т/,    т = 540 МПа.

Sт = т/,      т  = 290 МПа.

Sт = 540/55,5 = 9,7

Sт = 290/48,3 = 6

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 [Sт] = 1,3…2

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 = 9,7*6/( 9,72 + 36)1/2 = 5,11

Получили, что

Sт = 5,11  [Sт] = 1,3…2

6. Предварительный расчёт подшипников тихоходного вала

  Наиболее нагруженная опора тихоходного вала имеет Re=2257.8 [Н], Ра=573 [Н], n=80.56 об/мин

Проверим шарикоподшипник №207

Динамическая грузоподъёмность Cr=34000[H]

Статическая грузоподъёмность C0=25600[H]

V=1 т.к. вращается внутреннее кольцо

Х=0,56, Y=2.53

Вычислим эквивалентную динамическую радиальную нагрузку

Pe=(V*X*Fr+Y*Pa)Kб*Kт=(1*0.56*2257.88+2.53*573)*1.25*1=4634.5 [H]

Кт=1,  Коэффициент учитывающий рабочую температуру редуктора, у нас она <100 C0 

Kб=1.25 Коэффициент безопасности

Требуемая динамическая грузоподъёмность

L10h=2844.6 [Н] долговечность подшипника

n- частота вращения тихоходного вала

Cтр=<Cr, следовательно подшипник пригоден.

7. Расчёт упругой муфты с торообразной оболочкой

   При передаче момента в оболочке возникают касательные напряжения крутильного сдвига, которые достигают большего значения в сечении диаметра D1=204 мм

Тк- момент передаваемый муфтой


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

3639. Изучение системы Паблик Рилейшнз используемой предприятием и определение рекомендаций по ее совершенствованию 539.5 KB
  Введение Термин «Паблик Рилейшнз» получил широкое распространение в сферах, связанных с менеджментом и маркетингом в развитых странах в начале 1970-х годов. Его буквальное значение – «отношение с общественностью». Деятельность по Паблик Рилейшн...
3640. Новая система нормативного регулирования бухгалтерского учета в России 101.5 KB
  Введение В настоящее время происходят серьезные преобразования в российском обществе, вызванные изменением системы общественных отношений и гражданско-правовой среды. Российские компании получили выход на международный рынок, появляются совместные п...
3641. Муниципальное самоуправление в Римском государстве 70.5 KB
  Введение Исследование истории римского общества - изучение ключевых закономерностей его юридического, социального, политического и культурного формирования и обнаружение характерных, свойственных исключительно древнему Риму черт - представляет особы...
3642. Лабораторные работы. Физические свойства жидкостей 437.5 KB
  Изучение физических свойств жидкости. Цель работы: освоение техники измерения плотности, теплового расширения, вязкости и поверхностного натяжения жидкостей. Схема устройства...
3643. Выпарные аппараты и установки 144.5 KB
  Выпарные аппараты и установки Выпаривание - процесс концентрирования жидких растворов различных веществ путем частичного удаления растворителя при кипении раствора. Осуществляется в выпарных аппаратах и установках, работающих, как правило, под вакуу...
3644. Количественное и качественное изучение рационов питания женщин и мужчин г. Москвы и Краснодара 1.01 MB
  Введение Физиологические нормы питания - научно обоснованные и утвержденные в законодательном порядке нормы потребления пищевых веществ, при которых полностью удовлетворяется потребность практически всех здоровых людей в необходимых пищевых вещества...
3645. Расчет выходных параметров производственного процесса при заданных внутренних параметрах 625 KB
  Производственный цикл является важным показателем эффективности производства. Он широко используется для разработки календарных планов цехов, участков, линий, рабочих мест. Целью данной курсовой работы является: - расчет выходных параметров...
3646. Конструирование и расчет автомобилей и тракторов 116.5 KB
  Общие вопросы проектирования. Цикл жизни автомобиля и трактора включает четыре стадии: создание, производство, обращение (поставки) и эксплуатацию. Исследование и обоснование разработки. Цель: определить возможнос...
3647. Исследование уровня цитокинов у больных с гнойно-воспалительными заболеваниями 652 KB
  Гнойно-воспалительные заболевания (ГВЗ) остаются одной из актуальных проблем современной медицины. Так 1/3 всех хирургических больных – это больные с гнойно-воспалительными осложнениями. В дерматологической практике на долю гнойно-восп...