Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода

ВВЕДЕНИЕ

В основных направлениях экономического и социального развития нашей страны на период 2009 года, перед машиностроением поставлена важнейшая задача повышения производительности труда на основе широкого внедрения новой техники и прогрессивной технологии – станков с числовым управлением, роторных, роторно-конвейерных и других автоматических линий, автоматизированных и роботизированных комплексов, гибких производственных систем.

В целях решения этой задачи необходимо совершенствовать ремонтное производство, обеспечивая надежную работу машин и оборудования во всех отраслях народного хозяйства. Эффективность реконструкции всех отраслей народного хозяйства в решающей мере зависит от машиностроения. Именно в нем материализуется научно – техническая идея, создаются новые системы машин, определяющие прогресс в других отраслях экономики.

Перед машиностроителями  поставлена задача: резко повысить технико – экономический уровень  и качество своей продукции, перейти  на выпуск самых новейших машин, станков, приборов.

Первоочередное развитие получают такие отрасли машиностроения, как станкостроение, электротехническая промышленность, микроэлектроника, вычислительная техника и приборостроение, вся  индустрия информатики – подлинные  катализаторы научно технического прогресса. Темпы прироста выпуска продукции этих отраслей намечены в 1,3…1,6 раза выше по сравнению со средними по машиностроению в целом.

В настоящее время  создан и получает распространение  принципиально новый класс машин, обеспечивающих высокую производительность - автоматизированных производственных системы (участки, цехи, заводы). Ускоренно нарастает производство промышленных роботов, обладающих искусственным зрением, воспринимающих речевые команды и быстро

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

приспособляющихся к  изменяющимся условиям работы.

Белорусское производство принимает организационные и  экономические меры для опережающего развития машиностроительного комплекса, быстрейшего создания новой техники  и ее внедрения в производство.

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных, передач, установленных  в отдельном корпусе, что принципиально  отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редуктор классифицируется по типам, типоразмерам и исполнением.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного  вала к тихоходному и положением осей валов в пространстве. Для обозначения передач используется прописные буквы русского алфавита: Ц – цилиндрическая, К – коническая, Ч – червячная, Г – глобоидная, П – планетарная, В – волновая.

Вертикальный одноступенчатый  редуктор может иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными, стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического  редуктора по ГОСТ2185-66 U_max=12,5

Выбор вертикальной схемы  для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вела приводимой в движение машины и т.д.)

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

   1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода

          F=5,5; V=1,46; D=340;

          1.1 Определяем общий КПД привода:

ŋ _общ = ŋ _р ·ŋ²_п ·ŋ _з

По таблице 1.1 принимаем:

ŋ _р = 0,96;

ŋ _з = 0,97 ;

ŋ _п = 0,99;

ŋ _общ = 0,96 х 0,97 х 0,99= 0.91

1.2 Определяем мощность на валу  барабана:

Р _{бар =} F x V = 8.03 (кВт);

1.3 Определяем требуемую мощность электродвигателя:

P _тр = P _бр / ŋ _общ = 8,03 / 0,91 = 7,3 кВт.

1.4 Определяем угловую скорость барабана:

ω _бар = 2υ / D = (2 х 1,46 х 1000) / 340 = 8,58 (рад/с);

частота вращения барабана

 n _бар = (30 х ω_б) / π = (30 х 8,58) / 3,14 = 81,9 (об/мин).

1.5 Определяем общее передаточное отношение привода:

i= W_дв  / W_{бар =} 101,84 / 8,58 = 11,86 (рад/с);

Намечаем для редуктора u = 4, тогда для клиноременной передачи

i_р = 11,86 / 4 = 2,96

1.6 Определяем частоту вращения вала двигателя:

n _дв = 1000 - 27 = 973 (об/мин).

1.6 По таблице П1 принимаем трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый серии 4А (ГОСТ 19523-81) электродвигатель с мощностью P = 2,8 кВт и частотой вращения n =  1000 об/мин типоразмером 160S6. P _дв = 11,0 кВт; S = 2,7 %;

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

1,7 Условная скорость  и частота вращения ведущего  вала редуктора:

W₁ = W_бар x u = 8,58 x 4 = 34,32 (рад / с);

n_{1 =} n _бар x u = 81,9 x 4 = 327,6 (об/мин);

1.8 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода:

1.9 Определяем вращающие моменты на валах редуктора:

Т₁ = Р₁ / ω₁ ;

T₁ = 7,3 x 1000 / 25,39 = 287,5 (Н х м);

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материала зубчатых колес:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колёс из указанных материалов [σ _H] = 410 Мпа.

2.2 Определяем допускаемые контактные  напряжения:

 [σ _H] = σ _{H lim b} K _HL / [S _H];

 где σ _{H lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе    циклов.

Из таблицы для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

σ _{H lim b} = 2HB + 70

K _HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной  эксплуатации редуктора, принимают K _HL = 1; коэффициент безопасности [S _H] = 1.10.

Для прямозубых колес  расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. 3:

[σ _H] = 530 х 1 / 1,10 = 482

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[σ _H] = 482 (МПа);

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

2.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной        выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

                                               _____________________

               a _ω = K _a х (u + 1) ³√ (Т₂ К_HB) / ([σ _H]² u² ψ _ba ) ;

где для прямозубых колес К_а = 49,

а передаточное число нашего редуктора U = 4.

  К _HB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таб. 3.1 принимаем К _HB = 1,2.

  ψ _ba – коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимают   ψ _ba = 0,16

Т₂  = Р _бар х 1000 / w _бар = 8,03 х 1000 / 8,58 = 936 (Н х м)

Т₂  принимаем 936

                                          _______________________________

           а _ω = 49 х (4 + 1) ³√(936 х 10³ х 1,2) / (482² х 4² х 0.16) = 303,8 (мм);

  Принимаем межосевое расстояние  по ГОСТ 2185 – 66 ближайшее значение   

          а  _ω  = 315 (мм).

2.4 Определяем нормальный модуль зацепления:

m _n = (0.01 ÷ 0.02) а _ω  = (0.01 ÷ 0.02) х 315 = 3,15 ÷ 6,3 мм,

принимаем по ГОСТ 2185-66 m _n = 6 (мм).

2.5 Определяем суммарное число зубьев

z₁ = (2 х а _ω)  / ((u + 1) х m _n)

z₁ = (315 х 2) / (5 х 6) = 21;

z₂ = z₁ х а _ω = 84  ;

Принимаем  z₁ = 21; тогда  z₂ = 84.

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

    Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

d₁ = m _n z₁ = (6 х 21) = 126 (мм);

d₂ = m _n z₂ = (6 х 84) = 504 (мм);

Проверка:

а _ω = (d₁ + d₂) / 2 = 126 + 504 / 2 = 315 (мм).

диаметры вершин зубьев:

d _a1 = d₁ + 2m _n = 126 + 2 х 6 = 138 (мм);

d _a2 = d₂ + 2m_n = 504 + 2 х 6 = 516 (мм),

ширина колеса:

b₂ = ψ _ba х a _ω = 0.16 х 315 = 50.4 (мм);

Принимаем b₂ = 50 (мм);

ширина шестерни : 

b ₁ = b ₂ + 5 мм = 55,4 (мм);

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

                                                      ψ _bd = b₁ / d₁ = 55,4 / 126 = 0,44

2.6 Окружная скорость колес и степень точности передачи:

 υ = (ω ₁ х d ₂) / (2 х 10³) = (34,32 х 126) / (2 х 10^-3) = 2,16 (м/с);

 При такой скорости  следует принять 8-ю степень точности.

 Коэффициент нагрузки:

K _H = K _Hβ х K _Hα х K _Hυ ;

 Значение K _Hβ  даны в таб. 3.5; при ψ _bd = 2,16, твердости HB ≤ 350 и симметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи K _Hβ ≈ 1,04.

 По таб. 3.4 глава 3 при υ = 0.49 м/с и 8-й степени точности K _Hα ≈ 1.09. По таб. 3.6 для прямозубых колес при υ ≤ 5 м/с имеем K _Hυ = 1.05.

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

Таким образом,

K _H = 1,04 х 1,09 х 1,05 = 1.19;

2.7 Проверка контактных напряжений по формуле:

                                 _____________________

σ _H = (436 / а _ω) х (√ (Т₂ х К_H) х (u + 1)³ / b₂ u²⁾

                                    ________________________________

σ _H = (270 / 315) х (√ (936 х 1000 х 1,19 (4 + 1)³ / 50,4 х 1,6  = 357 (Мпа),

что менее  [σ_н] = 410 МПа.  Условие прочности выполнено;

2.8 Силы, действующие в  зацеплении:

Окружная:

F_t = 2T₁ / d₁ = 2 х 287,5 х 1000 / 126 = 4563,5 (H);

Радиальная: 

F_r = F_t х tg α = 4563,5 х 0,364  = 1661,1 (H);

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

σ _f  = F_t x K _f x Y_f  x Y_B x K _Fa  / b x m _n

Коэффициент нагрузки:

             Принимаем K _FB = 1,07 по табл. 3,7, а K _fv = 1,25 по табл. 3,8;            

             K _f  = K _FB  x K _fv = 1,07 х 1,25 = 1,3375 = 1,34;

               2.9 Допускаемое напряжение при  проверке га изгиб определяют  по формуле:

              [σ_f] = σ _Flimb / [S _F]

По табл. 3,9 ждя стали 45 улучшенной предел выносливости принимаем  при отнулевом цикле изгиба σ _Flimb = 1,8 НВ;

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

Для шестерни: σ _Flimb = 1,8 х 230 = 415 (Мпа);

Для колеса: σ _Flimb = 1,8 х 200 = 360 (Мпа);

Коэффициент безопасности: [S _F] = 1,75;

Допускаемое напряжение:

Для шестерни: [σ _F1] = 415 / 1.75 = 237 (МПа);

Для колеса: [σ _F2] = 360 / 1,75 = 206 (МПа);

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [σ _F] / Y_f меньше. Найдём эти отношения:

Для шестерни 237 / 4,05 = 58,5 (Мпа);

Для колеса 206 / 3,61 = 57,06 (Мпа);    

Проверку на изгиб  проводим для колеса:

σ _F2 = F_t x K _f x Y_f  / b₂ m _n;

σ _F2 = 4563,5 х 1,34 х3,61 / 50,4 х 6 = 73 (Мпа);

            σ _F2 < [σ _F2]

73 < 206 (MПа), условие на прочность выполнено.

3 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым   напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца  при допускаемом напряжении [τ_k] = 25 МПа по формуле:

Из стандартного ряда принимаем 

d_В1 = 28 (мм);

d_п1 = 30(мм).

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Конструкция ведущего вала

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от напряжения ремня, принимаем [τ_k] = 20 МПа.

Диаметр выходного вала:

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

     3. Расчёт открытой  ременной передачи.

Лист

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата