Подбор электродвигателя

Содержание

 

      Введение……………………………………………………………..2

1. Подбор электродвигателя…………………………………….…4
2. Обоснование выбора марки редуктора и его характеристики………………………..………………………………….…..…8
3. Выбор муфты…………………………………………….…..….13
4. Конструирование рамы привода………………..…….…....….17
5. Расчет крепления редуктора к раме………………...…...…....18
6. Расчет шпонок………………………………………….…….…22

           Библиографический  список

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев  требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать, используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

 

 

 Требуемую мощность электродвигателя  определяем по формуле:

Pэтр=Pвых/hобщ,

    где h-общий КПД действия привода

hобщ=hц*hз*hм*hоп

 

Подбираем по таблице 1.1 (стр.7 [3])

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

hц=0,96 - КПД цепной передачи;

hз=0,983 - КПД двух зубчатых пар;

hм=0,98 – КПД муфты;

hоп=h4=0,994 – КПД, учитывающий трение в опорах четырех валов.

 

Рэтр=1,6/0,876=1,83 кВт

 

Частота вращения приводного вала А определяем по формуле:

Nвых=30*wвых/p=30*1,8/3,14@17 об/мин

С учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического двухступенчатого редуктора и цепной передачи, определяем возможные значения частных передаточных отношений:

iц=1,5…3 – для цепной передачи;

uзб=3,15…5,6 – для быстроходной ступени редуктора;

uзт=2,5…5,6 – для тихоходной ступени редуктора; (табл. 1.2, стр.7, [3])

 

 

Общее передаточное отношение:

 

iобщ=iзб*i*iу@12…94

 

По требуемой мощности Рэтр, с учетом iобщ, подбираем электродвигатель трехфазный, короткозамкнутый, серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, Рдв=2,2 кВт и скольжением S=5,1% по ГОСТ 19523-81:

                                 Электродвигатель 4А100L6У3

 

Номинальная частота вращения вала Д двигателя:

 

nном=nс*(1-s)=1000*(1-0,051)=949 об/мин

 

Угловая скорость на валу электродвигателя:

 

wдв=p*nном/30=3,14*949/30=99,33с-1

Проверяем общее передаточное отношение:

 

iобщ=wдв/wвых=99,33/1,8@55,2 – приемлемо,

                                                                    т.к. находится между 12 и 94

Принимаем передаточное отношение быстроходной ступени uр1=5, второй ступени редуктора uр2=4, для цепной передачи uц=2,76.

Частоты вращения валов в об/мин;

Угловые скорости в рад/сек;

Вращающие моменты в Н*м;

Валов редуктора и приводного барабана сводим в таблицу:

 

	Об/мин	Рад/сек	Н*м
Вал Д	nдв=n1=949	wдв=w1=99,33	Тдв=Рэтр/wдв=1,83/99,33= =18,42
Вал С	n2=n1/up1=949/5=189	w2=w1/uр1=99,33/5=19,87	Т2=Тдв*uр1=18,42*5=92,1
Вал В	n3=n2/up2=189/4=47	w3=w2/up2=19,89/4=4,97	Т3= Т2*uр2=92,1*4=368,4
Вал А	nвых=30*wвых/3,14= =30*1,8/3,14=17	wвых=1,8	Твых=Рвых/wвых=900

 

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со следующими механическими свойствами:

Для шестерней – сталь 45, термически обработанная, улучшенная твердость НВ230; для колес – сталь 45, улучшенная, твердость НВ200. Для определения межосевых расстояний между валами редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами, определяем допускаемые контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев:

 

[sн]=sнlimb*KHL/[SH],

где sнlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее НВ350 и термически обработанной (улучшение) sнlimb=2НВ+70.

KHL=1 – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации;

[SH]=1,1 – коэффициент безопасности для колес из улучшенной стали.

 

[sн1]=sнlimb*KHL/[SH]=[2НВ+70]*KHL/[SH]=[2*230+70]*1/1,1=482 МПа – для шестерней;

[sн2]=sнlimb*KHL/[SH]=[2НВ+70]*KHL/[SH]=[2*200+70]*1/1,1=428 МПа – для колес.

 

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[sн]=0,45([sн1]+[sн2])=0,45(482+428)=410МПа.

Требуемое условие:

[sн]≤1,23[sн2].

Определяем межосевое расстояние между валом шестерни Д и валом по формуле:

y

Ка=49,5 – для прямозубных передач;

u=up1=5 – передаточное отношение первой ступени редуктора;

Т2=92,2*103 Н*мм – вращающий момент на валу С;

КНВ=1 – для симметрично расположенных опор зубчатых колес при постоянной нагрузке и НВ≤350.

sн=410 МПа – расчетное напряжение.

yва≤0,125-2,5 – коэффициент ширины венца для прямозубных передач.

 

y

Округляем до ближайшего стандартного:

aw1=125мм.

Выбираем нормальный модуль зацепления по следующим рекомендациям:

mn=(0,01-0,02)*aw=(0,01-0,02)*125=1,25-2,5.

Выравниваем по ГОСТ 9563-60:

mn=2мм.

Число зубьев шестерни:

 

Принимаем z1=20, тогда z2=z1*up1=20*5=100.

Определяем длительные диаметры шестерни и колеса:

 

d2=2aw1-d1=2*125-41,66=208,34мм

Определяем окружную скорость колес:

 

Для прямозубых передач при v<5м/с следует назначить по ГОСТ 1643-81, 8 ступень точности.

По заданию быстроходная ступень редуктора раздвоена. Колеса расположены симметрично относительно опор, что приводит к меньшей концентрации нагрузки по длине зубьев. Это позволяет применять менее жесткие валы.

На валу С между колесами располагается шестерня второй ступени редуктора.

Определяем межосевое расстояние между валом С и валом В по формуле:

[]y

Округляем до ближайшего по ГОСТ 2185-66: aw2=200 мм.

Выбираем нормальный модуль зацепления:

mn=(0,01-0,02); aw1=2-4 мм.

По ГОСТ 9563-60 принимаем mn=3 мм.

Тогда

Принимаем число зубьев на шестерне второй ступени редуктора z3=26/

z4=z3*up2=26*4=104 – на колесе.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса второй ступени:

 

d2=2aw2-d1=2*200-80=320 мм.

 

2. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА МАРКИ РЕДУКТОРА И ЕГО ХАРАКТЕРИСТИКИ

 

Зубчатые цилиндрические двухступенчатые горизонтальные редукторы общемашиностроительного применения выполняются следующих типоразмеров:

Ц2У-100; Ц2У-125; Ц2У-160; Ц2У-200; Ц2У-250.

Номинальный вращающий момент на выходном валу от 250 до 4000 Н*м при номинальных передаточных отношениях от 8 до 40.

Нужный типоразмер выбирается по межосевому расстоянию тихоходной ступени редуктора и номинальному передаточному числу. Исходя из расчетных данных межосевое расстояние тихоходной ступениaw2=200 мм и передаточное число uобщ=uред1*uред2=5*4=20. Выбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2У-200-20-12К-1-93 с межосевым расстоянием тихоходной ступени 200 мм, номинальным передаточным число 20, вариантом сборки 12, категории точности 1, коническим концом выходного вала К, кинематического исполнения У, категории размещения 3.

Габаритные и присоединительные размеры двухступенчатых редукторов на рис.6 и в табл. 24 (стр. 683, 684, 685 [4]).

 

 

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ ГИБКОЙ СВЯЗЬЮ И ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ВАРИАНТА

 

Передачи гибкой связью служат для понижения частоты вращения. Существуют передачи ремённые и цепные.

Ремённые передачи используют для передачи вращения от двигателя к редуктору, цепные для передачи – от редуктора к приводному вал транспортера.

Ремённые передачи применяют преимущественно в тех случаях, когда по условиям конструкции валы двигателя и редуктора расположены на значительном расстоянии.

Основными преимуществами ременных передач являются плавность и бесшумность работы, предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки, простота конструкции и эксплуатации.

Основными недостатками ремённых передач являются повышенные габариты, непостоянство передаточного отношения, вследствие скольжения при нагрузке, низкая долговечность ремней.

Цепные передачи основаны на зацеплении цепи и звездочек. Принцип зацепления, а не трения, а так же повышенная прочность  стальных цепей по сравнению с ремёнными позволяют передавать цепью большие нагрузки. Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство передаточного отношения и возможность работы при значительных кратковременных перегрузках, высокий КПД, могут передавать движение одной цепью нескольких звездочек.

Основными недостатками цепных передач являются: шум и вибрация, необходимость организации системы смазки, износ шарниров цепи, высокая стоимость.

Наибольшее распространение цепных передачи получили в сельскохозяйственном, транспортном машиностроении, станкостроении, горнорудном оборудовании и подъемно-транспортных устройствах.

4. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

 

 

 

 

 

 

В приводах общего назначения цепные передачи применяют для понижения частоты вращения приводного вала.

По заданию угловая:

 скорость вращения приводного  вала wвых=1,8 рад/сек;

передаваемая мощность Рвых=1,6 кВт;

расчетное число оборотов nвых=17 об/мин.

Для расчета выбираем приводную однорядную роликовую цепь серии ПР по ГОСТ 13568-75.

Вращающий момент на валу ведущей звездочки:

Тзв=368,4 Н*м=368,4*103 Н*мм.

Расчетное передаточное число:

uц=2,76.

Число зубьев ведущей звездочки:

z3=31-2uц=31-2*2,76=25,48;

Принимаем z1=25.

Число зубьев ведомой звездочки:

z4=z3*uц=25*2,76=69;

–отклонение от фактического 0%.

Определяем шаг цепи по формуле:

[],

Где Кэ=Кq*Ка*Кн*Ксм*Кn*Кр

Kq=1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

Ka=1 – при рекомендуемом межосевом расстоянии а=(30-50)t;

KН=1 – угол наклона цепи 60°;

Kсм=1,5 – при периодическом смазывании цепи;

Kn=1 – при работе в одну смену;

Kр=1,25 – при периодическом регулировании цепи.

Следовательно: Kэ=1*1*1*1,5*1*1,25=1,875.

m=1 – цепь однорядная;

[р] - допускаемое давление в шарнирах цепи.

По табл. 7.18 ([1])

Допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения звездочки (n3=47 об/мин) и шага t.

Ориентировочно задаемся величиной [р]@34мПа – среднее значение допускаемого давления.