82880

Расчет привод асинхронного двигателя по заданной схеме

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Основным материалом зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали так как по сравнению с другими материалами они в большей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Предварительное межосевое расстояние так как Окружная скорость Назначаем 9 степень точности...

Русский

2015-03-05

255.29 KB

2 чел.

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное

учреждение высшего профессионального образования

Новосибирский государственный технический университет

Кафедра ПТМ

Привод по заданной схеме

Пояснительная записка

ДМ08-06.00.00 ПЗ

Руководитель-       Выполнил

преподаватель        студент  3 курса

Гилета В.П.                группы МП-201

Клевцов Д.В.

Новосибирск 2014

Кинематический и силовой расчет привода

  1.   Исходные данные.
  2.  Крутящий момент на выходном валу
  3.  Угловая скорость на  выходном валу
  4.   Выбор электродвигателя.

Двигатель выбирается по потребляемой мощности и асинхронным оборотам:

Находим мощность на выходе

Находим обороты на выходе

Находим потребную мощность двигателя

Где   – КПД  червячной передачи

 – КПД ременной передачи

– КПД  цилиндрической передачи

 – КПД муфты

Выбираем двигатель с мощностью 11 кВт : синхронная частота вращения , асинхронная частота вращения .

Где   – передаточное  число цилиндрической  передачи

– передаточное  число червячной передачи

– передаточное  число ременной передачи

  1.   Кинематический расчет привода.
    1.  Определим мощность на каждом валу

  1.  определение оборотов на каждом валу.

  1.  Определение угловой скорости на каждом валу.

  1.  Определение крутящих моментов на каждом валу.

Значения частот вращения, мощностей, угловых скоростей, крутящих моментов на валах и передаточных чисел вносим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

№ вала

P кВт

n об/мин

ω рад/с

T Н*м

i

1

8,478

1447

151,45

55,907

-

1

8,223

1447

151,45

54,295

10

2

6,578

144,7

15,145

434,334

3,15

3

6,315

45,93

4,807

1313,709

3,15

4

6

15,31

1,602

3745,318

  1.  Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи
    1.  Исходные данные.

   1.Мощность на валу шестерни и колеса: ,

   2.Вращающий момент на шестерне и колесе:                      

 3.Передаточное число

   4.Частота вращения шестерни и колеса:,

  1.  Выбор материалов зубчатых колес, их термической обработки и определение допускаемых напряжений.

Основным материалом зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали, так как по сравнению с другими материалами они в большей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элементов, зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений  по сравнению с колесом. Поэтому для создания равнопрочности, шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными характеристиками.

Выбираем сталь 40Х – для колеса К(4) и сталь 40Х – для шестерни Ш(3) – улучшение

Определим допускаемые контактные напряжения

Где

 

Определяем допускаемые напряжения изгибной выносливости.

Где

 – коэффициент долговечности;   - коэффициент безопасности

  1.  Расчет геометрических параметров передачи
    1.  Межосевое расстояние.

Предварительное межосевое расстояние

так как

Окружная скорость

Назначаем 9 степень точности по ГОСТ 1643-81

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле

Где  для прямозубых колес

– коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружений

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

– коэффициент, учитывающий приработку зубьев

в зависимости от коэффициента

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

- степень точности

Принимаем .

  1.  Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина  

  1.  Модуль передачи

Максимально допустимый модуль  определяют из условия не подрезания зубьев у основания

Минимальное значение модуля , определяют из условия прочности

Где   

 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями

Принимаем модуль .

  1.  Суммарное число зубьев

 

так как прямозубая передача

  1.  Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни   принимаем

Число зубьев колеса

  1.  Фактическое передаточное число

  1.  Диаметры колес

Делительный диаметр шестерни

колеса

диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

шестерни

                

колесо

- коэффициент смещения у шестерни и колеса

 коэффициент воспринимаемого смещения

– делительное межосевое расстояние

  1.  Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

- для прямозубых передач

- недогрузка в пределах допустимого

  1.  Силы в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

  1.    Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента . Действия пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки  - максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчет на сопротивление усталости

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение  не должно превышать допустимое напряжение

Где  – контактное напряжение при действии номинального момента

       - при улучшении

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение  изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое

Где  - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

Проверку выполняем для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки.

Где  - предел выносливости при изгибе

– максимально возможное значение коэффициента долговечности.

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

- коэффициент запаса прочности.

  1.    Расчет червячной передачи
    1.  Материалы червяка и колеса.

По рекомендациям справочных таблиц для червяка принимаем сталь марки 40Х с улучшением и закалкой ТВЧ со следующими характеристиками: твердость зубьев в сердцевине ; на поверхности ; .

Материал зубчатого венца червячного колеса по мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения относим к  I  группе со скоростью скольжения

Принимаем II группу материал БрО10Н1Ф1, со следующими характеристиками: .

  1.  Определение допускаемых напряжений.

  1.  Расчет геометрических параметров передачи.

МПа

Полученное расчетом межосевое расстояние для стандартной червячной пары округляем до стандартного числа (ГОСТ 2144-93): .

  1.  Предварительные значения модуля передачи:

,

принимаем

  1.  Коэффициент смещения.

  1.  Размеры червяка и колеса.

Диаметр делительный червяка

Диаметр делительный колеса

  1.  Прочность зубьев колеса по контактным напряжениям

Для II типового режима нагрузки

2.2.5  Прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба

 

; Для стандартного угла

 

2.2.6  Уточняем КПД

2.2.7  Основные размеры

 

  

Назначаем 9 степень точности

  1.  Расчёт и конструирование валов и подшипников

3.1 Расчет тихоходного вала на прочность

Вал установлен на двух конических однорядных роликоподшипниках средней серии  7312А по ГОСТ 27365-87. Коэффициент перегрузки при расчете на статическую прочность .

Вал изготовлен из стали марки 45 со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости: временное сопротивление  МПа; предел текучести  МПа; предел текучести при кручении  МПа, предел выносливости при изгибе  МПа, предел выносливости при кручении  МПа, коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения .

Минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и сопротивлению усталости соответственно: .

3.1.1 Расчет опорных реакций и построение эпюр и определение внутренних силовых факторов

YOZ:

;

;

;

XOZ: ,

 H;

,

H,

;

Н

Н

;

,

,

,

,

,

,

3.1.2 Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала

Сечение I-I 

Сечение II-II 

Сечение III-III 

3.1.3

Сечение I-I

,       ,

,

.

Сечение II-II

,       ,

,

.

Сечение III-III

,

.

3.1.4

Сечение I-I

,

,

,

,

,

,

,

, ,

,

.

Сечение II-II

,

,

,

,

,

,

,

, ,

,

.

Сечение III-III

,

,,

,

,

,

.

                                                                                     

3.2 Расчет подшипника

Диаметр в месте посадки подшипников

, режим нагрузки II, допускаются двукратные кратковременные перегрузки, температура подшипника , реакции опор  и направлена в сторону левой опоры.

Предварительно назначаем конические однорядные роликоподшипники средней серии, условное обозначение 7312А, для которых по каталогу

 

Определяем эквивалентную нагрузку:

При этом

 Условие выполняется.

Проверяем подшипники по статической грузоподъемности.

При

.

  1.  Расчёт шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами

Размеры сечений шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ 23360-78

Рисунок. 4.1 Шпонка призматическая.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная

От условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала.

Где  

- напряжение смятия

- крутящийся момент на валу

- рабочая длина шпонки

 - диаметр вала

- высота шпонки

- глубина паза

– полная длина шпонки

ширина шпонки

Условие прочности на срез шпонки

Где - допускаемое напряжение на срез.

  1.  Вал 1 - быстроходный

Расчёт шпонки под муфту

шпонка 10×8×63,

 

Условие прочности на смятие

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

Прочность обеспечена

  1.  Вал 2 - промежуточный
    1.  Расчёт шпонки под червячное колесо

шпонка 16×10×60,

 

Условие прочности на смятие

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

Прочность обеспечена

  1.  Расчёт шпонки под коническую шестерню

шпонка 14×9×100,

 

Условие прочности на смятие

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

Прочность обеспечена

  1.  Вал 3 - тихоходный
    1.  Расчет шпонки под коническое колесо

шпонка 20×12×60,

 

Условие прочности на смятие

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

Прочность обеспечена

  1.  Расчет шпонки под зубчатое колесо

шпонка 18×11×70,

 

Условие прочности на смятие

Прочность обеспечена

Условие прочности на срез шпонки

Прочность обеспечена

5. Конструирование корпусных деталей и крышек

Корпус необходимо изготовить с помощью литья из серого чугуна марки СЧ15

Толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора рекомендуется определять по формулам:

Принимаем толщину стенки корпуса редуктора 13 мм.

Толщина верхнего пояса фланца корпуса

Толщина нижнего пояса корпуса

принимаем

Толщина ребер основного корпуса

Толщина ребер крышки

Диаметр болтов

Подшипники закрываем глухими и сквозными крышками.

6. Смазывание зацеплений

Смазывание зубчатых передач необходимо для снижения интенсивности изнашивания зубьев, повышения КПД передач и их несущей способности, зашиты от коррозии, охлаждения и отвода теплоты, удаления продуктов изнашивания, смягчения внутренних и внешних динамических воздействий, предохранение от заедания.

По рекомендации принимаем жидкое минеральное масло типа И-ЗОА. Так как в данном редукторе горизонтальное расположение валов и сравнительно небольшие мощности при окружных скоростях, не превышающих 12 м/с. Уровень масла должен быть таким, чтобы зубья были погружены в масло.

Подшипники смазывают солидолом, герметизирующим узлы трения и хорошо заполняющим зазоры. Солидол используется для исключения возможности вытекания смазки шариков,

По ГОСТ 20799-75 выбираем индустриальное масло И-ЗОА.

Определяем объем масленой ванны. По рекомендации он составляет 0.4,..0.6 литров масла на 1кВт передаваемой мощности редуктора.

В нашем случае:

Принимаем

7.Выбор и проверочный расчет муфт

Упругие втулочно-пальцевые муфты центрируются на валах ступенчатым стыком или закладными полукольцами (рис. 9.1). Из общего количества пальцев, стягивающих обе части муфты, половина ставится в отверстия без зазора – их и надо проверять, в случае необходимости, на срез; а пальцы, входящие в отверстия с зазором, вообще проверять не надо, так как момент от сил сцепления, возникающих при затяжке этих пальцев, в расчет не принимается.

Размеры муфты:

Диаметр валов 38мм, 33мм; диаметр муфты 140 мм; длина муфты 165 мм;   используемые пальцы М10х66 6 штуки.

В нашем случае рассчитывается по формуле

Где

для стали 35

– радиус расположения

– количество плоскостей среза

– диаметр отверстия

,

T=27,835 Н*м – крутящий момент

Рис. 9.1 Муфта втулочно-пальцевая.

8.Конструирование рамы (плиты)

На плане (вид сверху, см. сборочный чертеж привода) отмечаем очертания двигателя, муфты и редуктора. Отмечаем оси крепежных отверстий редуктора и электродвигателя к раме и оси фундаментальных болтов в раме, на второй проекции вычерчиваем расположение всех элементов привода в вертикальной плоскости.

Чтобы обеспечить удобное расположение крепежа элементов привода к раме, принимаем для рамы швеллер №20 с параллельными полками. Расстояние между швеллерами определяются расположением отверстий под крепление электродвигателя и редуктора на полках швеллера. Продольные швеллера между собой связываем поперечными швеллерами. Установка элементов привода на пластинки позволяет после сварки обработать поверхности пластинок, что позволяет устранить перекосы, которые возникают вследствие деформации рамы в процессе сварки. В целях упрощения чертежа сварные швы и обработка которую необходимо выполнить после сварки рамы на чертеже не показаны.

В местах где фундаментальные болты проходят через швеллер, для жесткости, между полками швеллера привариваем ребра жесткости


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

799. Расстановка рабочих мест оснащенных компьютерами 203 KB
  Расположение рабочего стола и монитора относительно оконных проемов. ребования к микроклимату на рабочем месте. Оптимальные величины показателей микроклимата на рабочих местах производственных помещений. Требования к уровням шума и вибрации.
800. Разработка стратегий одиночного бизнеса (конкурентных стратегий) 216 KB
  Разработка стратегий одиночного бизнеса. Классификация базовых конкурентных стратегии одиночного бизнеса. Классификация конкурентных стратегий по Юданову. Определение наиболее эффективной стратегии фирмы, ее формирование, основные составляющие.
801. Становлення та еволюція українського козацтва 236.5 KB
  Гeнeзa та періодизація історії укрaїнськoгo козацтва. Управління та суспільний лад Запорізької Січі. Козацьке право і судочинство. Повсякденне життя запорозьких козаків. Особливості розвитку української культури.
802. Режимы движения жидкости 61.5 KB
  Определить режимы движения жидкости методом визуализации картин течения на установке Рейнольдса. Определить режим движения по значениям критерия Рейнольдса.
803. Растения, содержащие алкалоиды 232.17 KB
  Алкалоиды с азотом в боковой цепи - эфедрин из различных видов эфедры, сферофизин из травы сферофизы солонцовой, колхицин и колхамин из клубнелуковиц безвременников. Алкалоиды с конденсированными пирролидиновыми и пиперидиновыми кольцами (производные тропана) - гиосциамин, атропин, скополамин из красавки, белены, дурмана.
804. Теория и особенности познания 235.5 KB
  Познание как предмет философского анализа. Структура знания. Чувственное и рациональное познание. Теория истины. Понятие как основная форма рационального познания.
805. Экоинформационные системы как инструмент комплексного маниторинга окружающей среды 284.5 KB
  История возникновения экоинформатики. Задачи решаемые экоинформационной системой. Информационное обеспечение подготовки и принятия управленческих решений по охране природы и здоровья человека. Обмен информации о состоянии окружающей среды об других экоинформационных системах.
806. Радиальная скорость 234.5 KB
  Несущая частота сигнала наземного передающего пункта. Релятивистские частотно-фазовые соотношения между параметрами сигналов. Геоцентрические радиус-векторы передающего пункта, космического аппарата и приемного пункта .
807. Зоогигиена с проектированием и строительством животноводческой фермы 230.5 KB
  Роль конструктивных решений животноводческих помещений в формировании оптимального микроклимата и комфортных условий для животных. Характеристика площадки для строительства. Состав основных производственных зданий. Взаимное расположение построек на участке.