Выбор и расчет электродвигателя (151856)

Посмотреть архив целиком

Введение


Для передачи вращающего момента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин и механизмов применяются редукторы.

Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валу рабочей машины поэтому редукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редуктор состоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального) в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса валы подшипники и т.д.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Передаточное отношение одноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено Umax ≤ 6,3, поэтому для реализации больших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепные или ременные передачи.

Для привода ленточного конвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации. Передача нереверсивная  нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная.

Исходные данные:

Тяговое усилие ленты Fл = 2,07 кН

Скорость ленты Vл = 1,33 м/с

Диаметр приводного барабана Дб = 380 мм

Схема привода



конвейер



С nб


Х


Х








Х

Х



A n1


М

В n2



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет


По таблице 1.1 [1] принимаем:

К.п.д. пары цилиндрических зубчатых колес 1 = 098;

К.п.д. пары подшипников качения 3 = 099;

К.п.д. открытой цепной передачи 2 = 092;

К.п.д. потерь в опорах приводного барабана 4 = 099

Общий К.п.д. привода

 = 1  22 3 4 = 098  0992  092  099 = 087

Мощность на валу барабана


Рб = Vл Fл = 1.33 2.07 = 2.75кВт


Требуемая мощность электродвигателя


кВт


Угловая скорость барабана


рад/с


Частота вращения барабана


об/мин.


По ГОСТ 19523- 81 (таблица п.1) по требуемой мощности Ртр = 3,15 кВт выбираем асинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхронной частотой частотой вращения nc = 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Рдв = 4 кВт и скольжением S = 5,1%.

Номинальная частота вращения двигателя

nдв = 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/мин

Угловая скорость электродвигателя


рад/с


Передаточное отношение привода



Принимаем по ГОСТ 2185-66передаточное отношение редуктора Up = 4, тогда передаточное отношение цепной передачи



Вращающие моменты на валах:


На валу шестерни Нм

Навалу колеса Т2 = T1  Up = 31,7 4 = 126,8 Нм


Частоты вращения и угловые скорости валов

Вал В

n1 = nдв= 949об/мин

1 = дв = 99,3 рад/с

Вал С

об/мин

рад/с

Вал А

n3 = nб = 67 об/мин

n3 = nб = 67 об/мин



2.Расчет зубчатых колес редуктора


По таблице 3.3 [1] выбираем материал зубчатых колес:

для шестерни сталь 45 – термообработка улучшение твердость НВ 230;

для колеса – сталь 45 – термообработка улучшение твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1])


,


где GНlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения.

По таблице 3.2 [1] для материала колёс: Нlimb = 2НВ + 70.

КHL – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации КHL = 10 (стр.33 [1]);

[Sн]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн] = 115 (cтр. 33 [1]).

Допускаемые контактные напряжения

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Коэффициент нагрузки, с учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично расположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл=1.25

Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Ψва= в/aw

Для прямозубых колёс Ψва= 0,16 (стр.36)

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле 3.7 [1]


мм,


Принимаем по ГОСТ 2185–66 аw = 180 мм

где Ка = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).

Нормальный модуль зацепления

m = (001 002) аw = (001 002)  180 = (1,8 3,5) мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 3 мм

Определяем суммарное число зубьев колес



Число зубьев шестерни



Число зубьев колеса


Z2 = ZE Z1= 120-24 = 96


Уточняем передаточное отношение



Уточняем межосевое расстояние


аw =0,5(Z1Z2)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм


Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:


d1=m·z1= 3·24 = 72мм;

d2=zm = 96·3 = 288мм.


Проверка: мм.


диаметры вершин зубьев


da1 = d1 + 2m = 72 + 2  3 = 78 мм;

da2 = d2 + 2m = 288 + 2  3 = 294 мм.


диаметры впадин зубьев


df1 = d1- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни b1 = b2 + (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.


Коэффициент ширины шестерни по диаметру


.


Окружная скорость колеса и степень точности передачи:


м/с.


При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.

По таблице 3.5 [1] при bd = 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем КН = 1.05.


По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент КН =109.

По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент КHv = 105.

Тогда коэффициент нагрузки КН = КН  КН  КНv = 1.05  109  105 = 1.20

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]


Мпа < [Н].


Силы действующие в зацеплении:


окружная сила Н

радиальная сила Н,


Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]


 [F].


где коэффициент нагрузки КF = KF  KFv

По таблице 3.7 [1] при bd = 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент КF = 108

По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент КFv = 1.45

Тогда КF = 108· 145 =1,57

YF – коэффициент прчности зуба по местным напряжениям зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:

тогда YF1 = 4.09 YF2= 3.61 (страница 42 [1]).

Допускаемые напряжения при изгибе



По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.

для шестерни 0Flimb1 = 18  НВ1 = 18  230 = 414Мпа;

для колеса 0Flimb2 = 181  НВ2 = 18  200 = 360 Мпа.

Коэффициент безопасности [SF] = [SF] [SF]''.

По таблице 3.9 [1]: [SF] = 175 и [SF]'' = 10.

Тогда [SF] = 175  10 = 175.

Допускаемые напряжения:

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Производим сравнительную оценку прочности зубьев для чего находим отношение


:

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса  для которых это отношение меньше.


Мпа < [F2] = 206Мпа.


Вывод: условие прочности выполнено.



3. Предварительный расчет валов редуктора


Предварительный расчет валов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T1 = 31,7 H·м; ведомого –Т2 = 126.8 Н·м


3.1 Ведущий вал


Крутящий момент на валу Т1 = 12.5.

Допускаемые напряжения на кручение [к] = 25 Мпа.

Диаметр выходного конца вала


мм.


Так как ведущий вал редуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры выходных концов валов.

По таблице 2[1] для электродвигателя 4A112М dдв = 32мм.

Тогда dв1 = 0,75  dдв = 0,75  32 =24м (страница 296 [1]);

диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 20мм.



Конструкция ведущего вала


3.2 Ведомый вал:


Крутящий момент на валу Т2 = 50м. Диаметр выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [к] = 20 МПа чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:


мм


Принимаем dв2 = 32, диаметр вала под подшипники dп2 = 35м под зубчатым колесом dк2 = 40.

Диаметр остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.


Конструкция ведомого вала









35







32


35


40



4. Конструктивные размеры шестерни и колеса


Шестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры определены выше:

Z1 = 24; m = 3мм; dа1 = 78; df1 = 64.5м; b1 = 34.

Колесо кованое, его размеры

d2 = 288; da2 = 294; b2 = 30мм; m = 3мм; Z2 = 96 мм; df2 = 280.5мм,

диаметр ступицы колеса dст2 = 16 dк2 = 64мм

длина ступицы колеса lст2 = (1215) dк2 = (1215)  40 = (48-60)мм

принимаем lст2 = b2 = 50

Толщина обода 0 = (24) m = (24)  3= (612)мм

принимаем 0 = 10мм.

Толщина диска С = 03  b2 = 03  30=9мм, принимаем с = 10мм

Диаметр окружности центров в диске


Дотв =0,5 (До + dст2) = 0.5(269+64) = 162мм


Где До = df2 – (2do + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм

Диаметр отверстий в диске колеса



5.Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщина стенок корпуса и крышки


 = 0025aw + 1мм = 0025  180 + 1 = 5,5 мм;

1 = 002aw +1мм = 002  180 + 1 = 4,6 мм


принимаем  = 1 = 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

b = b1 = 15  = 15  8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 235   = 235  8 = 18,8 мм принимаем p = 20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных: d1 = (0030036)аw + 12 = (0030036)180 + 12 = (17,418,5) мм; принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d2 = (07075)d1 = (07075)18 = (12,613,5) мм принимаем болты с резьбой М12.

соединяющих крышку с корпусом: d3 = (0506)d1 = (0506)18 = (910,8) мм; принимаем болты с резьбой М10.


6. Расчет цепной передачи


Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу

Т2 = 126,8Н·м

Передаточное отношение определено выше Uц = 3,55.

Число зубьев ведущей звездочки

z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2  355 = 23,9; принимаем z3 = 24.

Число зубьев ведомой звездочки

z4 = z3Uц = 24  3,55 = 85,2. Принимаем z4 = 85

Фактическое передаточное отношение



что соответствует принятому.


Оклонение Δ =


Допускается ± 3%

Определяем расчетный коэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);


Кэ = КдКаКнКрКсмКп = 1111251125 = 156;


где Кд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

Ка = 1 – коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при ац  (30÷60)t;

Кн = 1 – коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45; Кн =1,0

Кр – коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр = 125 при периодическом регулировании натяжения цепи;

Ксм – коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке Ксм = 10;

Кп – учитывает продолжительность работы передачи в сутки при двухсменной работе Кп = 125.

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n2 = 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.

Шаг однорядной цепи


мм.


Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР–25,4–60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6 кг/м;

Аоп = 179,7мм2.

Скорость цепи


м/с.


Окружная сила


H.


Давление в шарнирах проверяем по формуле 7.39 [1]:

МПа.


Уточняем по таблице 7.18 [1] допускаемое давление.

р = 23 [ 1 + 001 (z3 – 17)] = 21 [1 + 001 (24 – 17)] = 22,5 МПа.

Условие р  [p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи (формула 7.36 [1])





где (стрaница 148 [1]); z = z3 + z4 = 24 + 85 = 109.



тогда Lt = 2 · 50 + 05 · 109 + = 156,4. Округляем до четного числа Lt = 156.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]



Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 1265 · 0004  5 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]

мм;

мм.


Определяем диаметры наружных окружностей звездочек.


мм

мм,


где d1 = 15,88 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).

Силы, действующие на цепь:

Окружная Ftц = 1300Н (определены выше).

От центробежных сил Fv = q · 2 = 2,6 · 2,422 = 16 H.

От провисания цепи Ff = 981 · Kf · q · ац = 981 · 15 · 2,6 · 1,27= 49 Н,

Расчетная нагрузка на вал Fв = Ftц + 2Fγ = 1300+ 2 · 49 = 1398H.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (формула 7.40 [1])


> [S] = 8,4


где [S] = 8,4– нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).

Условие S > [S] выполнено

Размеры ведущей звездочки:

dd3 =194.6мм; Дез = 206мм

диаметр ступицы звездочки

Дст3= 16 dв2 = 16 · 32 = 52мм;

длина ступицы lст3 = (1216) · dв2 = (1216) · 32 = (38,4÷51,2) мм;

принимаем lст3 = 50 мм.

Толщина диска звездочки

С = 093 Вн = 093 · 15,88 =14,8 мм

где Вн = 15,88 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])


7. Первый этап компоновки редуктора


Компоновку выполняется в два этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатых колес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и набора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.

Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию затем две вертикальные оси валов на расстоянии аw = 180 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца колеса.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ =10 мм;

б) принимаем зазор между торцом ступицы шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 10 мм;

в) принимаем зазор между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А2 = 10 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Габариты подшипников выбираем из таблицы П3. [1] по диаметру вала в месте посадки подшипника: dп1 = 30 мм; dп2 = 35 мм.


Условное обозначение подшибника

d

D

B

Грузоподъёмность, кН

Размеры, мм


206

30

62

16

19,5

10

207

35

72

17

25,5

13,7


Решаем вопрос смазки подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер У=10 мм; принимаем У = 10 мм.

Находим расстояние от середины шестерни до точек приложения реакции подшипников к валам:


на ведущем валу мм;

на ведомом валу мм;


Случайные файлы

Файл
22469.rtf
48810.rtf
7683-1.rtf
~1.doc
42750.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.