Вибір електродвигуна

Размещено на http://www.allbest.ru

Введення

Основними елементами ланцюгової передачі є ведуча і ведена зірочка, а так само охоплює гнучкий зв'язок-ланцюг.

Приводний ланцюг призначена для робіт із значними швидкостями характеризуються підвищеною точністю виготовлювача і відносно малою відстанню для зменшенням динамічних навантажень.

У передачах загальні машинобудуванням швидкість мети досягає 15м/с, потужність якої передається - 100кВт, в спеціальних приводах швидкість мети - до 35 м/с, потужність - 3500 кВт

Перевага ланцюгових передач: велика міцність сталевий ланцюга в порівнянні з ременем дозволяє передати ланцюгом великі навантаження з постійним передавальним числом і при значно меншому міжосьовій відстані (передача компактніша ) ; Можливість передачі руху одним ланцюгом кільком зірочках; У порівнянні з зубчастими передачами - можливість передачі обертового руху на великі відстані (до 7 м) ; Менша , ніж у ремінних передачах , навантаження на вали ; Порівняно високий ККД ( >> 0,9 ч 0,98 ) ; Відсутність ковзання; Малі сили, що діють на вали , так як немає необхідності у великій початковому натягу ; Можливість легкої заміни ланцюга.

Недоліки ланцюгових передач: значний шум внаслідок удару ланки ланцюга при вході в зачеплення, особливо при малих числах зубів зірочок і великому кроці (цей недолік обмежує можливість застосування ланцюгових передач при великих швидкостях) ;Порівняно швидке зношування шарнірів ланцюга внаслідок скрутного підведення мастильного матеріалу; Подовження ланцюга через зношування шарнірів, що вимагає натяжних пристроїв.



1. Вибір електродвигуна

Кінематичний і силовий розрахунок

Вихідні дані для розрахунків маємо:

Визначаємо необхідну потужність електродвигуна. Для цього визначаємо спільний ККД приводу:

(1)

де =0,85 - ККД черв'ячного редуктора

=0,94 - ККД ланцюгової передачі

=0,98 - ККД пари підшипників

Знаходимо потужність електродвигуна

(2)

по таблиці 3 вибираємо електродвигун з більшою потужністю асинхронної частоти обертання . У нашому випадку це електродвигун 4A100S4 з номінальною потужністю , коефіцієнтом ковзання

Асинхронне частотне обертання ротора руху визначається за формулою:

(3)



Визначаємо спільне передавальне число приводу за формулою:

(4)

Розділимо спільне передавальне число між передачами приводу. У нашому випадку

(5)

де - передавальні числа відповідно черв'ячного редуктора й ланцюгової передачі.

Для ланцюгової передачі задаємося передавальним числом відповідно згідно рекомендації: тоді

(6)

(зі стандартного ряду чисел при числі витків черв'яка , приймаємо .

Процент помилки геометричного числа приводу знаходиться за формулою:

(7)

Кінематичний розрахунок виконаємо задовільно. Знаходимо частоту обертання валів приводу 1-го валу черв'ячного редуктора:

2-го валу черв'ячного редуктора:

(8)

3-го валу ланцюгової передачі:

(9)

Знаходимо кутову швидкість валів:

1-го валу черв'ячного редуктора:

електродвигун ротор привод

(10)

2-го валу черв'ячного редуктора:

; (11)

3-го валу ланцюгової передачі:

(12)

Знаходимо потужність на валах:

1-му валу черв'ячного редуктора:



(13)

2-му валу черв'ячного редуктора:

(14)

3-му валу ланцюгової передачі:

(15)

Знаходимо обертальний момент на валах:

1-му валу черв'ячного редуктора:

; (16)

2-му валу черв'ячного редуктора:

(17)

3-му валу ланцюгової передачі:

; (18)

Порахуємо процент помилки:

(19)

(20)

Результати кінематичного розрахунку заносимо в таблицю

Таб. 1 Результати кінематичного розрахунку приводу

Показники	Вал
	1	2	3
Частота обертання n	1434	102,4	25,6
Потужність та Вт	2,67	2,26	2,10
Обертальний момент	17,8	211,82	796,4
Кутова швидкість, раз/с	150	10,7	2,68
Передавальне число

2. Розрахунок ланцюгової передачі

Вихідні дані для розрахунку маємо:

Передача розташована під кутом до горизонту. Робота одностороння, марка регулярна, опускаємо гілку ланцюга в масляну ванну. Натяг ланцюга регулюється переміщенням опор одного з валів. Можливе перенавантаження відповідає

Попередній розрахунок передачі число зубців ведучої зірочки (орієнтовані).

(21)

Коефіцієнт працездатності передачі термін служби передачі.

(22)

коефіцієнт враховує вплив частоти обертання, ведучої зірочки на знос шарніру

(23)

коефіцієнт враховує вплив чисел зубців ведучої зірочки передачі.

Міжосьова відстань передачі (у кроках) приймається з рекомендації

Коефіцієнт, зчитуючий міжосьову відстань передачі

(24)

Коефіцієнт, зчитуючий вплив передавального числа:

(25)

Коефіцієнт, зчитуючий параметри передачі:

(26)

Коефіцієнт враховуючий пакет лінії спектрів до горизонту (дав. табл. 56 при V до .

Коефіцієнт враховуючий спосіб компенсації витяжки ланцюга (див. табл. 57 при способі компенсації за рахунок переміщення опор одного з валів).

Коефіцієнт, враховуючий спосіб мастила шарніру

(див. табл.. 58 при зануренні ланцюга (в масляну ванну)

Коефіцієнт, враховуючий умови експлуатації передачі

Допустимий тиск для розрахунку зносостійкості шарніру

(27)

Приймаємо число рядів ланцюга:

Коефіцієнт, враховуючий число рядів ланцюга, (див. табл. 55 при числі рядів ланцюга і z1)

Розрахунковий крок ланцюга

мм (28)

де (див. табл. 54, так,як робота приводу та інше супроводжується різними коливаннями погрузок)

З табл. 59 обираємо приводний ланцюг кроком

P=15,875 мм -ПР-15,875-2270 (29)

3. Розрахунок геометричних параметрів передачі

Розрахункове число ланок ланцюга

(30)

(31)

Приймається: [p=140] (найближчі парні)

Розрахункова міжосьова відстань передачі

(32)

=629 мм

Міжосьова відстань, забезпечуючи провисання ланцюгів

(33)

Діаметр діяльної окружності ведучої зірочки

(34)

Діаметр діяльної окружності ведучої зірочки

(35)

Зовнішній діаметр ведучої зірочки

мм (36)

Зовнішній діаметр ведучої зірочки

(37)

З табл. 59 обирається діаметр ременя

Радіус западин

(38)

Діаметр окружності впадин ведучої зірочки

(39)

Діаметр окружності впадин ведучої зірочки

(40)

З табл. 59 обирається відстань між пластинами внутрішньої ланки

(41)

Ширина зубчатого вінця зірочки

-ди однорідного (42) ланцюга

Радіус бокової поверхні та зубців зірочки



(43)

Координата центру приводу бокової поверхні зубців

(44)

Перевірочні розрахунки

Швидкість ланцюга в передачі

(45)

Окружна сила на ведучій зірочці

(46)

Коефіцієнт враховуючий змінність навантаження

(47)

Еквівалентне погодне навантаження на ланцюг

(48)

Розрахунковий тиск у шарнірі

(49)

де (див. табл. 59)

55,7мПа<106,9мПа - зносостійкість шарніру ланцюга

Перевірка втоми міцності пластин ланцюга коефіцієнт, враховуючий число зубців ведучої зірочки

(50)

Коефіцієнт, враховуючий термін служби передачі

(51)

Коефіцієнт, враховуючий величину кроку ланцюга

(52)

при p

Коефіцієнт, враховуючий частоту обертання часу ведучої зірочки

(53)

Допустимий тиск, запезпечуючі втомою міцності пластин

(54)

Розрахунковий тиск в шарнірі приймається рівна p-55,7мПа

55,7мПа>16,7мПа

втомою міцність пластин ланцюга не забезпечений ланцюг та обираємо ланцюг 2Пр-15,875-4540

(55)

втомою міцність пластин ланцюга не забезпечена.

Приймаємо рішення збільшити крок ланцюга та обираємо ланцюг 2ПР-25,4-11340

Тоді:

(56)

(57)

(58)

(59)

(60)

(61)

З табл. 59[1] обирається:

(62)

(63)

(64)

(65)

(66)

(67)

(68)

(69)

(70)

(71)

7,39мПа<106,9мПа - зносостійкість шарніру ланцюга забезпечена

(72)

(73)

- втомою міцність пластин ланцюга забезпечена

Перевірка статичної міцності ланцюга.

Сила удару шарніру ланцюга о руб зірочки

при V<10

З табл. 59[1] обираємо стандартне статичне руйнівне навантаження

(74)

Розрахунковий коефіцієнт безпеки

(75)

де [S]=6….8

S>[S]

17,43>8-статична міцність ланцюга забезпечена.

4. Розрахунок редуктора

З попередніх розрахунків маємо:

Розрахунок передачі

(76)

Назначаємо: для черв'яка - сталь 45 запалену ТВЧ до твердості 50HRC з періодичною шифровою й поправною витків: для колеса-Бр. А ДЖЗК з отливною в котел.

Т.к. вінець черв'яка колеса виконан з безолов'яної бронзи, приймаємо

Розраховуємо допустиме контактні напруги:

[G (77)

Попередньо призначаємо для коефіцієнт діаметру черв'яка, який може мати значення: 12,5:20. Найбільш часто повторюється значення . При цьому знаходиться в рекомендованих межах

Коефіцієнт погрузки

(78)

де

Розраховуємо спожиту міжосьову відстань

(79)

(80)

де, Vат=310мПа

Приймаємо зі стандартного ряду

Назначаємо параметри передачі

Решта геометричні та конструктивні параметри передачі

Для черв'ячка

(81)

(82)

(83)

(84)

Для черв'ячного колеса

мн (85)

(86)

(87)

Перевірка

(88)

(89)

(90)

(91)

Приймаємо , т.к. для шліфування черв'яків збільшується на 25 мн при .

Призначаємо ступінь точності передачі -8

Розрахунок передачі перевірочний

Фактична частота обертання колеса

(92)

Кут підйому гвинтиків черв'яка

(93)

Фактична швидкість ковзання

(94)

Отже матеріал колеса обран правильно

ККД черв'ячного зачеплення

(95)

де =

Рани було отримано 0,75

Уточнюється потужність на черв'яка

(96)



, отже електродвигун обрав правильно коефіцієнт довговічності за умовою «рибпам» виношувати зубці

(97)

де - для бронзи та латуней застосовуємо

Коефіцієнт довго тривалості за умовою контактної міцності

Допустима напруга:

-контактні [д

-пробна [д58 мПа

Допустимы напруги з урахунком режиму роботи передачі (98)

[д (99)

Уточнюємо коефіцієнти розрахункового навантаження

(100)

Де

(101)

(102)

X=0,74 Розрахункові контактні напруги

(103)

(перенавантаження складає 2%)- контактна втома міцності забезпечена, т.к. допукається перенавантаження по контактним напругам до 5%

Розрахункові вигини напруги

(104)

де

23,6 мПа<31мПа - вигини втоми міцності забезпечена

Перевірка передачі на статистичну міцність при короткочасних навантаженнях

(105)

Допустима напруга вигина при статичному перенавантаженні передачі

(106)

де-для бронзи

60,18<249мПа - статична вигинна міцність при перенавантаженні забезпечена

Перевіряємо передачу на теплостійкість

Робоча температура мастила:

(107)

де

-охолодження штучним обдуванням

(108)

(109)

- теплостійкість передачі забезпечена

Перевірка довговічності підшипників

Крутний момент у поперечному систем валів віданого (вал черв'ячного колеса)

(110)

ведучого (черв'яка)

(111)

Прямий діаметр вихідного кінця валу за розрахунком на кружиться при

(112)

(113)

Але для його об'єднання з валом електродвигуна приймаємо ; діаметри підшипникових мамо . Попередньо починаємо кулькопідшипникові радіальні фермічні однорідні [ммП8G, серія 306изор (d=30 мм; D=7,2 мм; В=21 мм; r=2 мм)

Параметри парадної частини: Для виходу ріжучого інструменту при нарізанні гвинтів рекомендується участь весла, прилягаючих до навантаження протягувати до d<d. Довжина порізаної частини приймаємо 3.

Відстань між основами черв'яка примірно:

(114)

Діаметр вихідного кільця віданого валу редуктора:

(115)

Приймаємо d=35 мм; діаметри підшипникових маємо діаметр валу в місці посадки черв'ячного колеса

Діаметр ступінь черв'ячного колеса

(116)

приймаємо

Довжина ступені черв'ячного колеса

(117)

приймаємо (118)

Зусилля в зачепленні

Окружне на черв'ячному колесі, рівне осілому на кресленні:



(119)

Окружне вусами на черв'яку, рівне осілому зусиллю на колесі:

(120)

Черв'як повинен мати правий напрям

Відстань між опорами

діаметр . Реакції

опор в площині 8?

= (121)

в площині

-

k=

(122)

(123)

(124)

Перевірка

(125)

Сумарні реакції

(126)

(127)

Осьові складові радіальних реакцій кулькових коефіцієнт осьового порушення e=0,32(табл. 73)

(128)

(129)

За табл.. 7.13[1], при

(130)

Роздивимось лівий («перший») підшипник

y=1,40 (131)

Еквівалентне навантаження

(132)

Роздивимось правий («другий») підшипник



x=0,56 y=0,92 (133)

(134)

Розрахункова довговічність «хв/об»:

(135)

Розрахункова довговічність 2

(136)

Ведучий вал

Діаметр

В площині ??:

В площині y?:

(137)

(138)

Перевірка:



100+835-935=0 (139)

Сумарні реакції:

(140)

(141)

(142)

(143)

при l=0,22

У нашому випадку

(144)

Для правого підшипника (індекс «3») відношення

осьове або ураховуємо 8=0,56; y=1,25.

(145)

(146)

(147)

Розрахункова довговічність «хв/об».

(148)

(149)

5. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Приймаємо шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізів шпонок, позив та довжини шпонок по СТСЕВ 189-75 (табл. 6,9[1]).

Обираємо матеріал шпонки сталь 45 номеру

Потужність метин та умови міцності знаходимо за формулою:

(150)

Допустима напруга метин при сталевій стружці [

Ведучій вал: d=28 мм: b+n=8+7 мм; довжина шпонки l=50 мм (при довжині струму отримуємо МУВП 58 мм/1 момент

(151)

Ведучій вал шпонок - під черв'ячним і під зірковою - більш навантажена друга (менший розмір валу). Перевіримо шпонку під зірочкою: d=35 мм; b*h=10*8 мм; довжина шпонки

приймаємо може

(152)



6. Уточнений розрахунок валів

Черв'ячний вал перевіряти на міцність не варто, так як розміри поперечних перерізів, прийнятих при конструюванні після розрахунку геометричних характеристик значно перевершує ті, які вийшли при розрахунку на пружині.

Перевірив зріз міцності черв'яка (розрахунок на гнучкість).

Наведений момент має поперечного перерізу черв'яка:

(153)

(154)

будую …..:

(155)

Допустимий прогин

(156)

Таким чином жорсткість забезпечена, так як F=0,08 мм=[f].

Ведучий вал. Матеріал валу-сталь 45, нормалізована . Межа витривалості

Переріз А-А, концентрація напруги обумовлена наявністю інших половин Т=1,59; масивний фактор коефіцієнт er=0,5= крутний момент

Згинаючий момент у вертикальній площині

(157)

Згинаючий момент у вертикальній площині

(158)

Сумарний згинаючий момент

(159)

Момент супротиву крутінню (см b=14 см)

(160)

Момент супротиву вигину

(161)

Амплітуда та середня напруга циклу дотичних напруг:

(162)

Амплітуда поперечних напруг вигину:

(163)

Середня напруга

Коефіцієнт запасу міцності на поперечній напрузі:

(164)

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам:

(165)

Результативний коефіцієнт запасу міцності для перерізу А-А

(166)

Переріз К-Концентратна напруг обумовлена поводною під смислом з горизонтальним натягом:

приймаю ,

Згинальний момент

(167)



Осьовий момент супротиву

(168)

Амплітуда нормальних напруг:

(169)

Полярний момент супротиву

(170)

Амплітуда та середня напруга циклу дотичних напруг:

(171)

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам:

(172)

Коефіцієнт запасу міцності за нормальних напруг:

(173)

Результативний коефіцієнт запасу міцності для перерізу К-:

(174)

Переріз Л-Л. Концентрація напруг обумовлена зміною діаметру від Ш 40 до Ш35.

При ,

коефіцієнта концентрацій (масштабні фактори

Осьовий момент супротиву:

(175)

Амплітуда нормальних напруг:

(176) Полярний момент супротиву:

(177)

Амплітуда - середня напруга дотичних напруг:

(178)

Коефіцієнт заносу міцності:

(179)

(180)

Результативний коефіцієнт запасу міцності для перерізу Л-Л:

(181)

Вибір муфти

Якщо лопость сполучення муфт у процесі монтажу та експлуатації строго витримуються, то дозволено застосовувати жорсткі муфт.

Обираємо муфту пружну втулочно - пальцеву гм ГОСТ21424-75 м=17,8 с/в=28 мм.

Визначаємо розрахунковий момент:

(182)

K=1,5 9 (табл. 9,3[1])- коефіцієнт, враховуючий експлуатаційні умови

(183)

Обираємо муфту МУВП, D=120 мм, L=125 мм



Список літератури

1.Чернавский С.А. Курсові проекти деталей машин. - М.: Машинобудування. 1987-416 с.: ч.п.

2.Фролов М.І. Технічна механіка: Деталі машин - М.: Вища шк. 1990-352 с.: ч.п.

3.Кукпин Деталі машин-М.: Вища шк. 1984-254 с.

Размещено на Allbest.ru

...