Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода




Скачать 195.72 Kb.
НазваниеВыбор электродвигателя и расчет основных параметров привода
Дата публикации08.01.2014
Размер195.72 Kb.
ТипРеферат
zadocs.ru > Математика > Реферат




Содержание

Введение 3

1. Подбор электродвигателя 4

2. Расчет цилиндрической косозубой передачи привода ленточного транспортера 6

3. Расчёт вала 12

Заключение 16

Библиографический список 17

Введение



Цилиндрические зубчатые передачи применяют в случае, когда геометрические оси параллельны.
Зубчатые передачи выполняют, в основном, закрытыми – размещенными внутри корпуса. При этом обеспечивается достаточно надежная защита от попадания абразивных частиц и благоприятные условия смазывания.
Открытыми, по условиям компоновки, выполняют некоторые тихоходные передачи, обычно крупных размеров. Закрытые передачи смазывают обычно жидкими маслами, а открытые – пластичными смазочными материалами с их периодической подачей.
К достоинствам прямозубых цилиндрических передач и редукторов относятся:
- по сравнению с червячными характеризуются меньшей интенсивностью шума и виброактивностью, большей плавностью работы, компактностью;

- зубчатые одноступенчатые цилиндрические передачи имеют размеры в 2 – 3 раза меньшие, чем цепные передачи, и КПД, равный 0,97 – 0,98.
К недостаткам относятся:
- ограниченное значение передаточного отношения одной передачи (до 8);

- по сравнению с планетарной передачей в 1,5 – 2 раза большими размерами и массой.


  1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода.


1.1. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

Pтр=,

где - общий коэффициент полезного действия привода:

==0.982•0.982•0.993=0.922,

здесь - КПД зубчатой передачи одной ступени, - КПД муфты, - КПД одной пары подшипников качения, согласно табл.12 примем =0.98, =0.98, =0.99.

Тогда Pтр==8.134 кВт.

По требуемой мощности из табл.11 выбираем асинхронный электродвигатель 132М4 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ=11 кВт, синхронной частотой вращения nс=1500 об/мин и скольжением S=2.8%.


    1. Частота вращения вала двигателя

n1= nс (1-)=1500 • (1-)=1458 об/мин.

    1. Общее передаточное число привода

uo===7.29

    1. Передаточное число зубчатой передачи примем U=4



    1. Передаточное число ременной передачи


uo===1.8225
1.6. Частоты вращения валов

N0=1458 об/мин

N1= ==810 об/мин,

N2===202.5 об/мин.

    1. Мощности, передаваемые валами.

P0=Pтр=8.134 кВт,

P1=P0=12.41•0.98•0.99 =7.73 кВт,

P2=P1=12.04•0.98•0.99=7.5 кВт,

    1. Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле Ti=9550. Тогда

T0=9550=53.27 Н•м,

T1=9550=91.13 Н•м,

T2=9550=353.7 Н•м.

2. Расчет зубчатой передачи
2.1. Выбор материалов зубчатых колес

Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

Dm1=24•= 24•=56.69 мм,

Sm2= 1.2•= 1.2•= 17 мм.

Диаметр заготовки для колеса равен dк = uт•Dm1=4•56.69=226.76 мм.

Выбираем для колеса и шестерни сталь 40Х, термообработка улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НВ, Dm=125 мм > Dm1,

твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ, Sm=125 мм > Sm2.

Определяем средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса
НВ1= 0.5•(НВ1min+ НВ1max)= 0.5•(269+302)=285.5,

НВ2= 0.5•(НВ2min+ НВ2max)= 0.5•(235+262)=248.5.

2.2. Определение допускаемых напряжений

2.2.1. Допускаемые контактные напряжения

HPj=.

Для определения пределов контактной выносливости используем формулы из табл.5:

Hlim1= 2 НВ1 + 70=2•285.5+70=641 МПа,

Hlim2= 2 НВ2 + 70=2•248.5+70=567 МПа.

Коэффициенты безопасности SH1=1.1, SH2=1.1 (табл.5). Коэффициенты долговечности равны

КHLj = 1.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (табл.4).

NHO1=23.5•106, NHO2 =16.8•106

Эквивалентные числа циклов напряжений определим по формуле

NHE j= h•NΣj, ,

где коэффициент эквивалентности для легкого режима работы h=0.125 (табл.6).

Суммарное число циклов нагружения равно

Nj = 60•nj•c•th ,

где с=1, суммарное время работы передачи

th=L•365•24•KГ•КС•ПВ,

здесь ПВ=0.01•ПВ%=0.01•20=0.20.

В результате расчетов получим

th=13•365•24•0.5•0.5•0.25=7117.5 ч

N1 = 60•194.8•7117.5 =3.46•108

N2 = 60•3.46•7117.5 =0.867•108

NHE1= 0.125•0.867•108=43.4•106

NHE2= 0.125•0.863•108=10.8•106

Поскольку N HE1> NHE2, примем КHL1 = 1, вычислим

КHL2 ==1.077

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

HP1==582.73 МПа,

HP2==555.14 МПа,

HPj min=HP1.

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

HP=HPj min =555.14 МПа.
2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба

.

Для определения величин, входящих в эту формулу, используем данные из табл.7:

Пределы изгибной выносливости зубьев:

F lim1=1.75 НВ1=1.75•285.5=499.62 МПа,

F lim2=1.75 НВ2=1.75•248.5=434.88 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: SF1=1.7, SF2=1.7. Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода: KFС1=1, KFС2=1.

Коэффициенты долговечности, определим по формуле

КFLj = 1,

где qj - показатель степени кривой усталости q1=6, q2=6 (табл.6),

NFO = 4•106 – базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

NFE j= Fj•NΣj,,

коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы F1=0.038, F2=0.038 (табл. 6).

NFE1=0.038•0.553•108=2.1•106,

NFE2=0.038•0.123•108=0.47•106

КFL1 ==1.11.

КFL2 ==1.43.
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

==326.2 МПа,

==365.8 МПа.
2.3. Проектный расчет передачи

2.3.1. Межосевое расстояние передачи определим по формуле

= •(uт + 1) ,

где = 410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач принимаем =0.4 (ряд на с.1). На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки КН=1.2. Тогда

=410•(4+1)=193.1 мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл.2): =200 мм.

2.3.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m==(0.01…0.02)•225=2.25…4.5 мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль по табл.1: m=2 мм. Суммарное число зубьев передачи:

Z= ==195.6

Число зубьев шестерни:

Z1=== 39.2 = 39.

Число зубьев колеса: Z2= Z- Z1=196-39=157.

Фактическое передаточное число: uф===4.02.

При u4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%.

u=100=100=0.5.

    Учитывая, что Z1> 17, принимем коэффициенты смещения x1=0, x2=0.


2.3.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

    Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле: bw2==0.4•194=77.6 мм.

    Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с.6: bw2=90 мм. Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2…5 мм больше чем bw2. Примем bw1=95 мм. Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности

dj=mZj,

d1=2•39=78 мм,

d2=2•157=356 мм,

окружности вершин зубьев

daj = dj+2 m (1+xj),

da1 =78+2•3=84 мм,

da2 =356+2•3=362 мм,

    окружности впадин зубьев

    dfj = dj-2 m (1.25- xj),

df1 =78-2•3•1.25=70.5 мм,

df2 =362-2•3•1.25=354.5 мм.
2.3.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

V= ==3.43 м/с.

Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст=8 (табл.8).
2.4. Проверочный расчет передачи

2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев

Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу

    =,

    где Z= 9600 для прямозубых передач.

    Коэффициент контактной нагрузки определим по формуле

    КН = K K КНV,

где K - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

КНV – динамический коэффициент.

Коэффициент K найдем по формуле:

K =1+A•(nст-5)•К,

    где А=0.06 для прямозубых передач, К- коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Если НВ2350, то К равен:

    К=0.002•НВ2 + 0.036•(V-9) =0.002•248.5+0.036• (0.8-9)=0.2.

Тогда

K =1+0.06•(8-5)•0.2=1.036.

Коэффициент K определим по формуле:

K = 1+ (K -1) К,

где K - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Найдем коэффициент ширины венца по диаметру:

=0.5 (uтф + 1)=0.5•0.4• (4.55+1)=1.11.

По значению методом интерполяции из табл. 9 определим K=1.115, тогда

K = 1+ (1.115-1) •0.2=1.023,

Коэффициент КНV=1.05 определим методом интерполяции по табл.10.

Окончательно найдем КН и :

КН = 1.036•1.023•1.05=1.113.

==695.9 МПа.

Поскольку <HP, выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям

=100=100=2.9%<15%.
2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев

Для определения напряжения изгиба в зубе шестерни используем формулу:

.

Коэффициент формы зуба при xj=0 равен

YFj=3.47+,

ZV1=39, ZV2=157,

YF1=3.47+=3.8,

YF2=3.47+=3.55.

Коэффициент нагрузки при изгибе найдем по формуле:

KF = K K KFV.

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

K =1 для прямозубых передач,

K = 0.18+0.82 K,

KFV = 1+1.5•(KHV-1) при НВ2 <350.

В результате получим

K = 0.18+0.82•1.115=1.09,

KFV = 1+1.5•(1.05-1)=1.075,

KF =1•1.09•1.075=1.176.

Тогда

=3.8=196 МПа < .

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

==187 МПа < .
2.5 Силы в зацеплении

Окружная сила Ft=2000T2/d1=2000*353.7/78=9069 Н

Распорная сила Fr=Ft*tg20/cosb=9069*0.364/cos11=3368Н

Осевая сила Fa=Ft*tgb=9069*tg11=1762.8H

,

4. Расчёт вала
4.1. Предварительный расчёт вала

4.1.1. Размеры тихоходного вала
Диаметр консольного участка под муфту



Диаметр вала под подшипник



tцил = 2,7 мм



Диаметр бурта



r = 3 мм



Диаметр вала под колесо принимаем таким же как и диаметр бурта

Диаметр упорного бурта для колеса

dбк=dбп+(3…4)C3

где С3 = 2.5 мм – размер фаски посадочного отверстия колеса определяем по табл.1

dбк=95+(3…4)2.5 = 105 мм

4.2. Эскизная компоновка
Зазор между поверхностями вращающихся колес и поверхностью стенок корпуса



где: L – расстояние между внешними поверхностями деталей



Расстояние между поверхностью шестерни быстроходного вала и колесом тихоходной ступени



где: B1 и B2 – ширина обоймы подшипников быстроходного и тихоходного валов соответственно

Выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники лёгкой серии. Устанавливаем враспор.

Тихоходный вал – подшипники 217 ГОСТ 8338 – 75

Вал

Подшипники

Типоразмер



Динамическая

грузоподъемность



Статическая

грузоподъемность



Тихоходный

217



89,5

53




Длина участка валов под подшипник:

для быстроходного вала



для тихоходного вала


для тихоходного вала



Длина упорного бурта для колеса примем равным 6 мм

4.3. Конструктивные размеры зубчатых колёс
4.3.1. Колесо тихоходного вала
Толщина обода

A1=(5…6)•m

A1=(5…6)•3.0 = 16 мм

где m – модуль передачи.
Диаметр ступицы стальной

DC=1.55•d

где d – диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса.

DC=1.55•95=147.25 мм = 140 мм

Длина ступицы

LC=1.2•dbw

где bw – ширина зубчатого венца колеса

LC=1.2•95 = 110 мм
Толщина диска

e=0.3•bw

e=0.3•90 = 28 мм
Диаметр центровой окружности

D0=0.5(da-2A1+dC)

D0=0.5(375-2·16+140) = 240 мм
где da – диаметр окружности вершин зубьев колеса.

Диаметр отверстий d0

d0=0.25(da-2A1-dC)

d0=0.25(375-2·16-140) =50 мм
Размер фаски посадочного отверстия определяем по табл.1

С3 = 2.5 мм

Размер фаски зубчатого венца

C1=0.5m

C1=0.5·3 = 1.5 = 1.6 мм

округляем до ближайшего значения по табл.1. Размер фаски C2 принимаем равным 2.5 мм. Радиус R равен 6 мм.



Заключение

Выполнение данного курсового проекта дало возможность на практике применить и закрепить знания, полученные при изучении курса «Детали машин».

В соответствии с современными тенденциями проектируемый механизм должен удовлетворять следующим требованиям по:

  • высокой производительности;

  • экономичности производства и эксплуатации;

  • гарантированному сроку службы;

  • удобству и безопасности обслуживания;

  • небольшим габаритам и массе;

  • транспортабельности и эстетике.

Форма и внешний вид спроектированного редуктора достаточно эстетичны, а небольшие габаритные размеры облегчают его транспортировку и установку. Редуктор достаточно прост в эксплуатации, его конструкция облегчает сборку, безопасный осмотр, замену смазки и деталей.

Прочность, жёсткость и износостойкость деталей механизма обеспечивают его работоспособность и гарантированный срок службы. На основании расчётов на прочность определении допускаемых напряжений были выбраны материалы деталей, термообработка, конфигурация деталей и их размеры. Жёсткость деталей – способность сопротивляться изменению формы и размеров под нагрузкой, очень важна, особенно для валов. От этого зависит удовлетворительная работа подшипников, зубчатой передачи. Расчёт нагрузок также повлиял на выбор размеров деталей. Износостойкость деталей зависит от свойств выбранного материала, термообработки и шероховатости сопряжённых поверхностей. Это учитывалось в конструкции деталей. Правильно выбранная смазка, а также уплотняющие устройства, предохраняющие от попадания пыли, также увеличивают износостойкость деталей.

Технологичность конструкции тем выше, чем меньше затраты на её производство. С этой целью в проектируемом редукторе используются литые чугунные корпус и крышки, что допускает их минимальную механическую обработку. В конструкции редуктора используются стандартные посадки, конструктивные элементы, а также стандартные крепёжные детали и уплотнительные устройства. Это повышает его технологичность.

Проведённые проверочные расчёты показали, что конструкция спроектированного редуктора соответствует указанным в задании характеристикам.


Библиографический список


  1. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. “Детали машин. Курсовое проектирование” – Москва, “Высшая школа”, 1990г.

  2. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. “Конструирование узлов и деталей машин” – Москва, “Высшая школа”, 2001г.

  3. Баранов Г.Л. “Расчёт деталей машин” – учебное пособие по курсам “Детали машин и основы конструирования” и “Механика”, Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ – УПИ, 2006г.



































Изм

Лист

докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Шабалин М.Н..







^ Расчёт двухступенчатого цилиндрического редуктора

Лит.

Лист

Листов

Провер.

Бутаков С.В.
















2

18













Угту—упи

Н.контр.

























Добавить документ в свой блог или на сайт

Похожие:

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода iconКурсовая работа проектирование одноступенчатого редуктора
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода icon1. Кинематический и силовой расчёт привода
...

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода iconКурсовая работа по механике «Разработка привода от электродвигателя к ленточному транспортеру»
Курсовая работа по механике посвящена расчету и разработке конструкции привода от электродвигателя к ленточному транспортеру. Расчетно-пояснительная...

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода icon1. Выбор электродвигателя и кинематичесский расчет
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для...

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода iconРеферат Курсовой проект содержит 32 страниц, рисунков, таблицы, 3 источника
...

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода iconМосковский государственный университет путей сообщения (миит)
Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементов конструкции тепловозного дизеля”

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода iconНа 2-м листе приводится схема привода и исходные данные
Записывается формула, проставляются численные значения всех параметров в последовательности формулы и результат с размерностью. Расшифровка...

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода iconЭкзаменационные вопросы, весна 2013 г стр из 2
Эквивалентная схема транзистора с h-параметрами. Расчет основных параметров усилителя

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода iconЭкзаменационные вопросы, весна 2010 г стр из 2
Эквивалентная схема транзистора с h-параметрами. Расчет основных параметров усилителя

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода iconМетодическое пособие к курсовой работе по электрическим машинам: «Расчет трансформаторов»
Расчет основных электрических величин трансформаторов 23 Определение основных размеров трансформаторов 25

Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2013
контакты
zadocs.ru
Главная страница

Разработка сайта — Веб студия Адаманов