Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.

Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.

Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

P =3,5 кВт.

P_эдP . По ГОСТ 19523-81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии 4А, стандартной мощности: P_эд= 4 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя определяется по зависимости

n_эд = n_пр·u_цил·u_рем. Здесь u_цил, u_рем – передаточные числа цилиндрической и ремённой передач, рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой 1,5…3,5.

n_эд = 210·3,5·1,9=1396,5 об/мин.

Воспользовавшись рекомендациями [4, с. 333] найдём наиболее близкую частоту вращения стандартного двигателя. Выбрали двигатель типа 4А100L4, n_эд=1430 об/мин.

Определение передаточных чисел привода

Общее передаточное число привода

u_пр= 6,8.

По ГОСТ 2185-66 возьмём стандартные значения передаточных чисел (u_цил=3,5; u_рем=2)

u_{пр ст}= u_{цил ст}·u_{рем ст}= 3,5·2 = 7.

По ГОСТ 2185-66 u_{пр ст}=7,1

Отклонение стандартного значения 0передаточного числа от фактического значения передаточного числа не должно превышать 4%. В данном случаи

Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частота вращения на входном (быстроходном) валу

n₁ = 735 об/мин.

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу

n₂ = 215 об/мин.

Крутящий момент на приводном валу

T_пр = T₂

Крутящий момент на ведущем шкиве ремённой передачи (на валу электродвигателя)

T_эд = 26,7 Н·м.

Крутящий момент на входном валу редуктора

T₁ = 26,7∙0,95∙1,9=48,19 Н·м.

Крутящий момент на выходном валу редуктора

T₂ = 48,19∙3,5∙0,97=163,6 Н·м.

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

По типу производства назначаем вид термообработки: для серийного производства – улучшение для колеса и закалка ТВЧ для шестерни (Токи Высокой Частоты).

Для изготовления колёс принимаем сталь 40Х, как наиболее распространённую в общем редукторостроении.

Шестерня: HRC₁ = 45; s_в= 1500 МПа; s_т= 1300 Мпа.

Колесо: HВ₂ = 250; s_в= 850 МПа; s_т= 550 Мпа.

Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни

. Закалка ТВЧ

s_H _lim _b₁= 17· +200 = 17·45+200 =965 МПа (предел выносливости по контактным напряжениям).

S_H₁= 1,2 (коэффициент запаса безопасности).

N_HE₁ =

= 60·735·1500·(2,2³·10^-4+1³·0,4+0,6³·0,4+0,3³·0,2) = 326·10⁶ (эквивалентное число циклов).

m=9 (показатель кривой усталости), так как HB>350.

N_HO₁ = 30·(10 )^2,4 = 30·(10·45)^2,4 = 70·10⁶ (базовое число циклов).

Так как N_HE₁>N_HO₁, то K_HL₁ = 1 (коэффициент долговечности).

= 804 МПа.

Определение допускаемых контактных напряжений для колеса

Улучшение

s_H _lim _b₂= 2· +70 = 2·250+70 =570 МПа.

S_H₂= 1,1.

N_HE₂ = = 93·10⁶.

N_HO₂ = 30·( )^2,4 = 30·250^2,4 = 17,1·10⁶.

Так как N_HE₂>N_HO₂, то K_HL₂ = =1.

=518 МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений

[s_H]_р= [s_H]_min = 518 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[s_H]_max₂ = 2,8·s_Т =2,8·550 =1540 МПа.

[s_H]_max₁ = 40·HRC =40·45 =1600 МПа.

Расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Проверочный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Проверочный расчёт передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75.

Расчёт ремённой передачи

1. Размер сечения выбираем по рекомендации [1, с. 152] в зависимости от T_эд и n_эд.

T_эд = 26,7 Н·м.

Принимаем клиновой ремень нормального сечения типа А.

2. Назначаем расчётный диаметр малого шкива d_р1_min. По рекомендации [1, с. 151] для ремня сечения А имеем d_р1_min = 90 мм.

Следует применять шкивы с большим, чем d_р_min диаметром. По ГОСТ 20889-75 – ГОСТ 20897-75 принимаем

d_р1= 100 мм.

3. Определяем расчётный диаметр большего шкива

d_р2= (1-e)·d_р1·u_рем.

e = 0,02 (коэффициент скольжения).

d_р2= (1-0,02)·100·2 = 196 мм.

Полученный диаметр округляем до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 20897-75

d_р2= 200 мм.

Уточняем передаточное число

u_рем= 2,04.

4. Определяем межосевое расстояние.

Минимальное межосевое расстояние

a_min = 0,55·(d_р1+d_р2)+h.

h = 8 мм (высота профиля ремня для сечения А).

a_min = 0,55·(100+200)+8 = 173 мм.

a_max =2·(100+200) = 600 мм.

Для увеличения долговечности ремней принимают a > a_min. Причём a назначается в зависимости от передаточного числа u_рем и расчётного диаметра d_р2. По рекомендации [1, с. 153] при u_рем = 2 имеем 1,2.

a = 1,2·d_р2 = 1,2·200 = 240 мм. Учитывая компоновку привода, принимаем окончательное межосевое расстояние a = 430 мм.

5. Определим длину ремня

V₁ – скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива.

V₁= 7,5 м/с.

L_min = (375…250) мм.

L = 2·200+0,5·3,14·(100+200)+ = 884 мм.

L > L_min, следовательно ремень будет иметь достаточную долговечность.

Полученную длину L округляют до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 1284.3-80.

Принимаем L = 900 мм, что находится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.Учитывая изменение межосевого расстояния (a=430 мм), полученное при компоновке общего вида привода к горизонтальному валу, получим окончательную длину ремня L = 1250 мм.

6. Уточняем межосевое расстояние передачи

a = 0,25·[L-D₁+ ], где

D₁= 0,5·p·(d_р1+d_h₂) = 0,5·3,14·(100+200) = 471 мм,

D₂= 0,25·(d_р1-d_р2)²= 0,25·(200-100)²= 2500 мм².

a = 0,25·[1250-471+ ] = 390 мм.

Округляем полученное значение до ближайшего из стандартного ряда чисел a = 430 мм.

Принимаем угол обхвата на малом шкиве

a₁ = 152° > [a₁] = 120°.

Следовательно, угол обхвата на малом шкиве имеет достаточную величину.

7. Допускаемая мощность, которую передаёт ремень в заданных условиях эксплуатации

[P] = (P₀·C_a·C_L+10^-4·DT_и·n₁) ·C_р.

Определим P₀ – номинальную мощность, которую передаёт ремень в определённых условиях (a₁= 180°, u = 1, V = 10 м/с, длина ремня L₀, спокойная нагрузка)

P₀ = 1,3.

Значения коэффициентов C_a, C_L, DT_и, C_р, C_z

C_a = 0,95 (коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата).

C_L = 0,95 (коэффициент, учитывающий реальную длину ремня).

DT_и= 1,1 (поправка к моменту на быстроходном валу).

C_р= 0,95 (коэффициент, учитывающий режим работы передачи, в данном случаи для односменной работы).

[P] = (1,3·0,95·0,95+10^-4·1,1·1430) ·0,95 = 1,19 кВт.

8. Необходимое количество ремней с учётом неравномерности нагрузки на ремни

C_z = 0,9 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между одновременно работающими ремнями).

z = 3,7.

Принимаем z = 4, что меньше z_max = 6. Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней.

9. Сила предварительного натяжения одного ремня

q_m = 0,105 кг/м (масса одного метра длины ремня).

F₀= 121 Н.

10. Нагрузка на валы передачи

F_рем = 940 Н.

Угол между силой и линией центров передачи

Q = 10°.

Если Q 20°, то с достаточной степенью точности можно принимать, что F_рем направлена по линии центров передачи.

11. Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах

n_n = [n_n] = 10 с^-1.

n_n = =8,3 с^-1 < [n_n].

12. Размеры шкивов клиноремённых передач регламентированы ГОСТ 20889-80 – ГОСТ20897-80, размеры профиля канавок регламентированы ГОСТ 20898-80.

Расчёт муфт

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечить компенсацию смещений соединяемых валов (осевых, радиальных, угловых и комбинированных), улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента и прочее.

Наиболее распространённые муфты стандартизированы или нормализованы. Выбор муфт проводится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента.

1. Определяем расчётный момент муфты

T_рм= k·T_м, где T_м – номинальный момент на муфте (T_м= T₂= 163,6 Н·м), k – коэффициент режима работы.

Принимаем, что поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

k = k₁·k₂.

k₁ = 1,2 (коэффициент безопасности; поломка муфты вызывает аварию машины).

k₂ = 1,3 (коэффициент, учитывающий характер нагрузки; нагрузка с умеренными толчками).

k = 1,2·1,3 = 1,56.

T_рм= 1,56·163,6 = 255,2 Н·м.

2. Муфта выбирается по каталогу таким образом, чтобы выполнялось условие T_рмT_табл.

Из упругих компенсирующих муфт наибольшее применение имеют следующие: муфта упругая втулочно-пальцевая типа МУВП по ГОСТ 21424-75 и муфта с резиновой звёздочкой по ГОСТ 14084-76.

По рекомендации [5, с. 303, с. 304] принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП-40 по ГОСТ 21424-75, так как она обладает большими компенсирующими возможностями и принятая муфта имеет меньшие габариты (тип 2 – на короткие концы валов).

T_рмT_табл= 400 Н·м.

3. Определяем силу F_r_мдействующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов.

F_r_м= (0,2…0,3)·F_t_м, где F_t_м– окружная сила на муфте, F_t_м= .

Для МУВП d_р= D₁ – диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев.

d_р= D₁= 242 мм.

Окружная сила на муфте

F_t_м= = 1350 Н.

Следовательно, нагрузка от муфты на вал

F_r_м= (0,2…0,3)·1350 = (270…405) Н.

Принимаем F_r_м= 338 Н.

4. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора. Определяем расчётный диаметр вала в месте посадки муфты

В данном случае M_гор= 0; M_верт= 0,5·F_r_м·f₂.

f₂= 10+110 = 120 мм. (расстояние от стенки редуктора до муфты или длина полумуфты).

M_верт= 0,5·338·0,12 = 20,28 Н·м.

Суммарный изгибающий момент

M = 20,28 Н·м.

Эквивалентный момент

M_экв= 165 Н·м.

Допускаемые напряжения [s] = 55…65 МПа, принимаем [s] = 55 МПа.

Расчётный диаметр вала в месте посадки муфты

d_рм= 31,1 мм.

С учётом ослабления вала шпоночной канавкой имеем

d_рм= 1,1·d_рм= 1,1·31,1 = 34 мм.

Окончательно принимаем d_рм=35 мм.

Таким образом, муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейших расчётах диаметр вала под муфту принимается d_м= 35 мм.

Расчет валов

Исходные данные: крутящий момент на быстроходном (входном) валу редуктора T ₁ = 48,19 Н∙м; крутящий момент на тихоходном (выходном) валу редуктора T ₂ = 164 Н∙м; окружная сила в зубчатом зацеплении F_t ₁ = F_t ₂ = 1300 Н; радиальная сила в зубчатом зацеплении F_r ₁ = F_r ₂ = 473 Н; ширина шестерни b ₁ = 60 мм; ширина колеса b ₂ = 55 мм; делительный диаметр шестерни d ₁ = 72 мм; делительный диаметр колеса d ₂ = 252 мм; сила, действующая на вал, от натяжения ремней F _рем = 940 Н; дополнительная сила, действующая со стороны муфты, на вал F_r _м = 1350 Н.

Расчет вала на выносливость

Примем, что нормальные напряжения осей изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные осей кручения – по пульсирующему циклу. Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения вала и сравним с допускаемым значением запаса. Прочность соблюдается при
S > [ S ] = 1,5…2,0.

Коэффициенты запаса определяются по формулам:

где - коэффициенты запаса соответственно по нормальным и касательным напряжениям. Они определяются по формулам:

; ,

где - пределы выносливости материала вала; - амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений. Для симметричного цикла нормальных напряжений = 0; - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; - масштабные факторы; - коэффициенты качества поверхности, принимаем равным единице; - коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла.

Проверим на выносливость ведомый (тихоходный) вал, так как крутящий момент этого вала наибольший.

Материал вала – сталь 45, нормализация = 570МПа; = 246МПа;
= 142МПа.

Рассмотрим сечение под подшипникам на него действуют изгибающие и крутящие моменты. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой подшипника.

Суммарный изгибающий момент:

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

;

Коэффициенты понижения пределов выносливости:

= 1 (шлифование); .

Амплитуда нормальных напряжений:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Определяем коэффициенты запаса прочности:

;

В рассматриваемом случае условие S > [ S ] = 1,5…2,0 выполняется.

Выбор и расчет подшипников

Выбор шпонок

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок определяем по ГОСТ 23360-78. материал шпонок – сталь 45 нормализация.

Определим напряжение смятия и условие прочности по формуле:

где Т – вращающий момент, передаваемый шпонкой; d – диаметр вала на котором установлена шпонка; b, h, l – соответственно ширина, высота и длина шпонки; t ₁ – глубина паза вала под шпонку.

[ σ _см ] = 100…120МПа – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице. [ σ _см ] = 50…70МПа – допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице.

Ведущий (быстроходный) вал

Из двух шпонок – под шестерней и под шкивом.

- шпонка под шестерней:

d = 25мм; b x h = 8 x 7; t ₁ = 4мм; l = 56мм (при длине ступицы
шестерни 60мм):

- шпонка под шкивом:

d = 20мм; b x h = 6 x 6; t ₁ =3,5мм; l = 56мм

Ведомый (тихоходный) вал.

Из двух шпонок – под зубчатом колесом и под муфтой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Поверим шпонку под муфтой: d = 35мм;

b x h = 10 x 8; t ₁ = 5мм; l = 90мм (при длине ступицы муфты 96мм); момент Т₂ = 164Н·м: .

Условие σ _см < [ σ _см ] выполняется во всех рассматриваемых случаях.

Список использованной литературы

1. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высш. шк., 1984. – 336 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державиц, И.К. Арефьев и др. – Л.: Машиностроение, 1984. – 400 с.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. школа, 1978. – 352 с.

4. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. Расчеты деталей машин. – Минск: Вышэйшая школа, 1978. – 472 с.

5. Детали машин. Атлас конструкций. Кол. Авторов по ред. д-ра техн. Наук Д.Н. Решетова. Изд. 3-е переработ. и доп. М., изд-во «Машиностроение», 1970, 360 стр.

6. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.