Пример выбора электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Пример выбора электродвигателя



Исходные данные: кинематическая схема привода приведена на

Цилиндрическая прямозубая зубчатая передача

Размещено на http://www.allbest.ru/

рис.1.2

Число оборотов на ведомой звездочке:	n4 = 105 об/мин
Мощность на ведомой звездочке	Р4 = 3,2 кВт

Принимаем значения КПД ступеней привода по таблице 1.1.

ременной передачи з1=0,97; зубчатой пары з2=0,98; цепной передачи з3=0,95; коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах 2-х валов з0=0,992.

Вычисляем общий КПД всего привода:

зобщ=з1з2з3з0

где з1 _ КПД клиноременной передачи;

з2 _ КПД зубчатой пары;

з3 _ КПД цепной передачи;

з0 _ КПД подшипников 2-х валов;

зобщ = 0,97Ч0,98Ч0,95Ч0,992 = 0,885.

Определяем требуемую мощность электродвигателя, Рд, кВт:

РД = Р4/зобщ

где РД _ требуемая мощность двигателя, кВт;

Р4 - мощность на ведомом валу привода, кВт;

РД = 3,2/0,885 =3,62 кВт.

Для приведения привода в движение, принимаем по таблице К9 двигатель

4АМ100L4УЗ, с синхронной частотой вращения ротора nс=1500 об/мин, номинальная частота вращения nном=1430об/мин, мощность P=4,0кВт.

Определяем передаточное число привода U:

U===13,6.

Назначаем передаточные числа ступеней привода: зубчатой передачи u2=3; цепной передачи u3=3 в соответствии с рекомендациями Таблиц 1.2

Поскольку шкивы можно изготовить любого диаметра определяем передаточное число ременной передачи:

u1== U/(u2Чu3)= 13,6/(3Ч3)=1,5.

Уточняем передаточное число привода:

Uобщ= u1u2u3=3Ч3Ч1,5=13,5.

Определяем числа оборотов и угловые скорости на всех валах привода:

.

n2=nном/u1=1430/1,5=953,3 об/мин.; .

n3=n2/u2=953,3/3=317,8 об/мин.; .

n4=n3/u3=317,8/3=105,9 об/мин.; .

Определяем фактические мощности и вращающие моменты на каждом из валов привода:

; Н/м

P2=PДз1=3,678Ч0,97=3,51 кВт;; Н/м.

P3=P2з2з0=3,51Ч0,98Ч0,99=3,4 кВт;; Н/м,

P4=P3з3з0=3,4Ч0,95Ч0,99=3,2 кВт;; Н/м

Расчет передачи клиновым и поликлиновым ремнем ведут из условий тяговой способности и долговечности.

Основным расчетом ремней считается расчет по тяговой способности.

Расчет ремней на долговечность проводится как проверочный.

Выберем сечение ремня.

Сечение ремня выбирают в зависимости от передаваемой мощности Р1 и частоты вращения меньшего шкива п2.



Рис. 6.11. Области применения клиновых ремней нормального сечения

Характеристики ремней

Обозначение сечения	Расчетная ширина lp	Ширина W	Высота Т0 = h	Расчетная длина Lp	Площадь сечения А1, мм2
				min	max
B	14	17	10,5	800	5300	138

Из таблицы 6,1 вычислили область применения клиновых ремней нормального сечения

Обозначение сечения ремня (длина L0, мм)	Минимальный диаметр малого шкива d1, мм	Номинальная мощность Р0, кВт при скорости ремня v, м/с
		5	10	15	20	25
Б (L0 = 2240)	125 140 160	1,39 1,61 1,83	2,26 2,70 3,15	2,80 3,45 4,13	- 3,83 4,73	- - 4,88

Области применения клиновых ремней нормального сечения

Определить диаметр большого шкива d2. Значение d2 округлить до ближайшего стандартного значения. Из формулы:

.

о ? 0,01

d1 из таблицы 6.1 d1=140 тогда:

d2=u*d1(1-)=1.5*140*0.99=208мм

6. Определим ориентировочное значение межосевого расстояния

а? ? 0,55* (d1 + d2 ) + Т0=0,55*(140мм+208мм)+10,5мм=202мм

где - Т0, высота сечения клинового ремня.

7. Определим ориентировочное значение длины ремня:

.

Примем по стандарту РТМ 38-40528-74 для поликлиновых ремней ближайшее стандартное сечение ремня L=1000

8. Уточним межосевое расстояние:

,

где ?1 = 0,5р (d1 + d2); ?2 = 0,25р (d2 - d1) или (что то же самое):

?1=0,5*3,14*(140мм+208мм)=546,36

?2=0,25*3,14*68=53,38

а =0,25*((1000мм-546мм)+

Определим скорость ремня:

v, м/с,

v=

где d1 в м.

10. Определим частоту пробегов ремня х в секунду:

прямозубый ремень сечение передаточный

х = н/ Lр ? [х], здесь L в м.

х=

12. Определим угол обхвата ремнем малого шкива:

.

13. Определить окружную силу на шкивах:

, Н.

14. Определить ориентировочное значение числа устанавливаемых ремней:

;

где [k] = k0саср - допустимое полезное напряжение; A1, A10 - площади поперечного сечения ремней (табл. 6.3); k0 - полезное напряжение ремня, МПа;

где v - скорость ремня, м/с, (см. п. 9); х - частота пробегов ремня, (см. п. 10);

bp = lp - ширина ремня по нейтральному слою (см. табл. 6.2); kи - коэффициент влияния передаточного числа (см. табл. 6.3); сб - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность (табл. 6.4); ср - коэффициент режима работы (табл. 6.5). Перегрузка при пуске определяется как

•100 % (см. график нагрузки в техническом задании).

В ГОСТ 1284.3-80 и РТМ 38.40545-79 учитывается, что в многоручьевых передачах нагрузка распределяется по ремням неравномерно. Поэтому вводят коэффициент числа ремней Сz (табл. 6.6). Тогда окончательно число ремней:



.

15. Определим силы, действующие на валы:

,

где A1 - площадь поперечного сечения одного ремня, для поликлиновых ремней

;

k0 - полезное напряжение в ремне (см. п. 15);

г = 180°- б - угол между ветвями ремня (угол а - см. п. 12).

г=180?-162.4?=17.6?

Fr=2*138мм2*2*2,18*0,81=487,4Н

Выбор материалов зубчатой пар

Принимаем сталь 45.

Термообработка: колесо - нормализация НВ190;

шестерня - улучшение НВ220.

1. Коэффициент долговечности.

где NH0 = 1,0·107 - базовое число циклов перемены напряжений [1c.47];

NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений

Полное число часов работы передачи за расчетный срок службы

t = 5·300·2·8 = 24000 час

где 5 - срок службы в годах;

300 - число рабочих дней в году;

2 - число смен за сутки;

8 - длительность смены в часах;

NHE = 60tn = 60•194•24000 = 27,9•107

так как NHE > NH0, то КHL = 1; КFL = 1

2. Допускаемые напряжения:

контактные:

[уH] = (2HB+70)KHL/[SH]

где [SH] = 1,1 - коэффициент безопасности [1 с.33]

[уH] = (2·190+70)1/1,1 = 409 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

[уF] = 1,8HB/[SF]

где [SF] - коэффициент безопасности

[SF] = [SF] `[SF]`

где [SF]` = 1,75 - коэффициент нестабильности свойств материала [1c45]

[SF]`` = 1 - коэффициент способа получения заготовки [1c44]

[SF] = 1,75·1,0 = 1,75

шестерня

[уF]1 = 1,8·220/1,75 = 226 МПа

колесо

[уF]2 = 1,8·190/1,75 = 195 МПа

3. Межосевое расстояние

где Ка = 49,5 - для прямозубых колес [1c.46];

ba = 0,25 - коэффициент ширины колеса.

bd = ba(u+1)/2 = 0,25(3,0+1)/2 = 0,5

KH = 1,1 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при симметричном расположении колес;

аw = 49,5(3,0+1)(102,1•103·1,1/3,0•0,25·4092)1/3 = 132,6 мм

4. Модуль зацепления

m = (0,01ч0,02)a w = (0,01ч0,02)132,6 = 1,326ч2,652 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 3,0 мм

5.Число зубьев:

суммарное

zc = 2aw/m = 2•132,6/3 = 88,4

шестерни

z1 = zc/(u+1) = 88,4/(3+1) = 22,1

колеса

z2 = zс - z1 = 88,4 - 22,1 = 66,3

уточняем передаточное число

u1 = z2/z1 =88,4/22,1 = 3

6. Основные размеры зубчатой пары:

делительные диаметры

d1 = mz1 = 3·22,1 = 66,3 мм;

d2 = mz2 = 3•66,3 = 198,9 мм;

диаметры выступов

da1 = d1+2m = 66,3+2·3 = 72,3 мм ;

da2 = d2+2m = 198,9+2·3= 204,9 мм

диаметры впадин

df1 = d1 - 2,5m = 66,3 - 2,5·3,0 = 58,8 мм;

df2 = d2- 2,5m = 198,9 - 2,5·3,0 = 191,4 мм

ширина колеса

b2 = baaw = 0,25•132,6 = 33,15 мм

ширина шестерни

b1 = b2 + 5 = 33,15+5 = 38,15 мм



7. Окружная скорость

v = рd1n1/60= р0,0663·953,3/60 = 3,3 м/с

принимаем 5-ую степень точности

8. Силы действующие в зацеплении:

окружная сила

Ft = 2T2/d1 = 2·35,17·103/66,3 = 1060,94 H

радиальная сила

Fr = Fttg = 1060,94tg20є = 386,27 H

9. Расчетное контактное напряжение

где КH - коэффициент нагрузки.

KH = KHKHKHv

где КН- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

KH = 1,0 - для прямозубых колес [1 c39]

КН = 1,05 - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца,

KHv = 1,05 - динамический коэффициент [1c40]

KH = 1,05·1,05•1,0 = 1,10

уН = (310/132,6)(102,1•103•1,1(3+1)3/33,15·32]0,5 = 363,2 МПа

10. Расчетное изгибное напряжение

уF = FtKFYF/mb

где YF - коэффициент, учитывающий форму зуба;

KF - коэффициент нагрузки.

KF = 1,13•1,25 = 1,41

Коэффициент формы зуба:

для шестерни при z1 = 22,1 > YF1 = 4

для колеса при z2 = 66,3 > YF2 = 3,61

отношение уFP/YF :

для шестерни уFP1/YF1 = 226/4 = 56,5

для колеса уFP2/YF2 = 195/3,61 = 54,0

Так как уFP1/YF1> уFP2/YF2, то расчет ведем по зубьям колеса

уF = 1060,94•1,41•3,61/3•33,15 = 54,3 МПа

Условие уF < [уF] выполняется

Предварительный расчет валов редуктора.

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная

Ведущий вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.

, мм [1]

где: Т-крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряжение, Н/мм2;

мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением dв1:dдв0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв=28 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под dдв=28 мм и dв1=25 мм.

Примем под подшипник dп1=30 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Промежуточный вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм2.

мм

Примем диаметр под подшипник dП2=30 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dзк=35 мм.

Шестерню выполним за одно с валом.

Выходной вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.



мм

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под dв3=42мм.

Диаметр под подшипник примем dП3=50 мм.

Диаметр под колесо dзк=55 мм.



Литература

1. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990. Стр.5 - 11.

2. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Детали машин, учебник для техникумов. М.: Высшая школа, 1987.

3. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

Литература для углубленного изучения материала

4. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

5. Курмаз А.В., Скойбеда А.Т., Детали машин, проектирование, учебное пособие Минск: УП «Технопринт», 2001.

Размещено на Allbest.ru

...