Привод электродвигателя » Рефераты: скачать бесплатно рефераты на любую тему.

Привод электродвигателя

Министерство образовании Республики Беларусь

Учреждение образования : “Белорусский государственный технологический университет”

Кафедра ДМ и ПТУ

Пояснительная записка

К курсовому проекту по курсу прикладная механика

Раздел детали машин

Тема: привод электродвигателя

Разработал: студент

Факультета ТОВ 3к. 3 гр.

Кардаш А. В.

Проверил: Царук Ф.Ф.

Минск 2002

РЕФЕРАТ

РЕДУКТОР, ПРИВОД, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ВАЛ-ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО, СМАЗКА,

ПОДШИПНИК, ВАЛ, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ШЕСТЕРНЯ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, ШКИВ.

В данной расчетно-пояснительной записке приведен кинематический расчет многоступенчатого привода, включающего в себя электродвигатель, ременную, цилиндрический редуктор и открытую зубчатую передачи. Выполнен также прочностной расчет цилиндрической и зубчатой передачи, произведен подбор подшипников входного и выходного валов закрытой передачи.

Выполнен подбор смазки редуктора. Рассчитаны напряжения, возникающие в опорах выходного вала, а также крутящие и изгибающие моменты на данном валу, приведены их эпюры.

Записка содержит:

. 14 таблиц;

. 11 рисунков;

. 2 приложения;

. 55 листов.

СОДЕРЖАНИЕ

РЕФЕРАТ 1

ВВЕДЕНИЕ 3

1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ПРИВОДА 4

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 5

2.1. Выбор электродвигателя 5

2.2. Кинематический расчет привода 6

3. Расчет открытых передач 9

3.1. Расчет клиноременной передачи 9

3.2. Расчет зубчатой передачи 12

4. Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора) 19

4.1. Выбор материала зубчатой передачи 19

4.2. Определение допускаемых контактных напряжений [?]Н 19

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [?]F 20

4.4 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи 21

4.5. Проверочный расчет 23

4.6. Определение сил в зацеплении 25

4.7. Определение консольных сил 26

5. Предварительный расчет валов и выбор стандартных изделий
(подшипники, крышки, уплотнения). 27

5.1. Определение геометрических параметров ступеней валов 27

5.2. Вал колеса (выходной вал) 29

5.3. Предварительный выбор подшипников качения 30

6. Расчет основных элементов корпуса 31

7. Проверочные расчеты 34

7.1. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов выходного вала 34

7.2. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов входного вала 36

7.3. Проверочный расчет подшипников вала долговечность 38

7.4 Проверочный расчет подшипников вал-шестерни на долговечность 40

7.5. Проверочный расчет шпонок 41

7.6. Проверочный расчет вала на усталостную прочность 43

8. СМАЗКА РЕДУКТОРА 46

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 48

приложение1.............................…………………………………………………………………....50 приложение2……………………………………………………………………….…………...……51

ВВЕДЕНИЕ

В химической технологии органических материалов широко используются многоступенчатые приводы, которые могут в себя включать ременную, червячную, цепную, зубчатую и др. передачи.

Ременные передачи обладают следующими достоинствами:

. простота конструкции;

. плавность и бесшумность работы;

. невысокие требования к точности расположения деталей передачи;

. предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.

Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками. Это:

. большие габариты;

. непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву;

. большая нагрузка на валы и опоры;

. низкая долговечность ремней.

Передаваемая мощность – обычно не более 50 кВт, передаточное число – до
6.

Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств:

. постоянству передаточного числа;

. отсутствию проскальзывания;

. большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе;

. большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения;

. сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры;

. высокому КПД, простоте обслуживания и ухода;

К недостаткам зубчатых передач можно отнести:

. высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач;

. необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор;

. шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации;

. имеет низкую демпфирующую способность.

1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ПРИВОДА

Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель 4А160М8. На валу двигателя установлен ведущий шкив клиноременной передачи, посредством которой вращение передается на ведомый шкив, установленный на входном валу (червяке) червячного редуктора.
Ременная передача имеет передаточное число uРП = 2.6. Ременные передачи обладают следующими достоинствами: простота конструкции; плавность и бесшумность работы; невысокие требования к точности расположения деталей передачи; предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву. Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками: большие габариты; непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву; большая нагрузка на валы и опоры; низкая долговечность ремней.

Цилиндрический редуктор служит для увеличения вращающего момента посредством уменьшения угловой скорости вращения и имеет передаточное число uЧП = 2.5. К достоинствам косозубых цилиндрических передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; повышенная кинематическая точность, что особенно важно для делительных устройств, высокий КПД, небольшие нагрузки на опоры и валы .

Существенный недостаток, обусловленный геометрией зубьев, – возникновение осевых сил, а также дороговизна и сложность изготовления колёс

Далее вращающий момент передается на шестерню цилиндрической прямозубой передачи, имеющей передаточное число uЗП = 2.5. На данном участке привода также происходит увеличение крутящего момента, и на валу зубчатого колеса получаем мощность 9 кВт при угловой скорости 4.7 с-1.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Кинематическая схема привода и номера валов

Рис.
1

2.1. Выбор электродвигателя

КПД привода определяется по формуле

где КПД отдельных кинематических пар (ременной, цилиндрической, зубчатой передач, подшипников). Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1].

Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе:

Ориентировочное значение общего передаточного числа привода

где ориентировочные значения передаточных чисел передач привода
(выбирают как средние значения из рекомендуемого диапазона для соответствующих передач) [1].

Ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя

где угловая скорость на ведомом (тихоходном) валу, с-1.

Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя

Выбираем электродвигатель с мощностью и действительной частотой вращения пДВ близкой к значению пДВ.ОР [1].

Выбранный двигатель – 4А160М8.

В дальнейшем расчет ведется по и выбранной .

2.2. Кинематический расчет привода

Угловая скорость вала электродвигателя

Общее передаточное число привода:

Производим разбивку UO по отдельным ступеням привода

где передаточные числа отдельных ступеней.

Определяем угловые скорости валов привода (рис. 1):

Определяем частоты вращения валов привода:

Определяем мощности на валах привода:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

Результаты расчета сводим в табл. 1.

Таблица 1

Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.

|№ вала |Мощность Р, |Угловая |Частота |Крутящий |
| |кВт |скорость ?, |вращения п, |момент Т, Нм |
| | |с-1 |мин-1 | |
|Двигатель |10,59 |76,4 |2900 | 139 |
|1 |10,59 |76,4 |730 | 139 |
|2 |10,1 |29,4 |280 |342 |
|3 |9.65 |11,7 |112.3 |821 |
|4 |9.0 |4,7 |44.9 |1900 |

3. Расчет открытых передач

3.1. Расчет клиноременной передачи

Основными критериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости. Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Расчет на долговечность ремня выполняется как проверочный.

Промышленностью серийно выпускаются клиновые и поликлиновые приводные ремни: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности, эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малой стоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому ниже приводится проектировочный расчет применительно к прорезиненным ремням. Расчет выполняется в следующей последовательности:

1. Выбираем сечение ремня. (рис. 2).

Схема ременной передачи

Рис. 2

Выбор сечения ремня производим по номограмме [3] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р1=Рном=10.6 кВт и его частоты вращения n1=nном=730 об/мин. Таким образом, выбираем сечение УА .

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min, мм, в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв, Н·м, и выбранного сечения ремня.

Тдв = 139 Н·м, d1min = 63 мм.
Принимаем расчетный диаметр ведущего шкива d1 = 140 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива d2: d2 = d1*u(1 – ?), где u = 2,6 – передаточное число клиноременной передачи;

? = 0,015– коэффициент скольжения. d2 = 140·2,6(1 – 0,015) =358 мм.
Значение d2 округляем до стандартного и принимаем равным 355 мм.

2. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение ?u от заданного u:

3. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм: а ? 0,55(d1 + d2) + h(H),

где h(H) = 8 – высота сечения поликлинового ремня . а = 280 мм.

4. Определяем расчетную длину ремня l, мм:

Значение l округляем до стандартного и принимаем равным 1400 мм.

5. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

6. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива ?1, град:

Угол ?1 ? 120є.

7. Определяем скорость ремня v, м/с:

где d1 – диаметр ведущего шкива, мм; n1 – частота вращения ведущего шкива, об/мин;

[v] = 40 м/с – допускаемая скорость. v = 5,35 м/с.

8. Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:

U = v/l ? [U],

где [U] = 30 с-1 – допускаемая частота пробегов.

U = 3.8 с-1 ? [U], что гарантирует срок службы – 1000…5000 ч.

9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [Pп], кВт:

[Pп] = [P0]Ср С? Сl CZ= 1.849 кВт, где [P0] = 2.7 кВт – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем , кВт, которую выбираем в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива; Ср = 0,9, С? = 0,89, Сl = 0,95,
CZ=0,90– поправочные коэффициенты.

10. Определяем количество клиньев поликлинового ремня z: z = Pном/[Pп] = 6

где Pном = 10.59 кВт – номинальная мощность двигателя;
[Pп] = 1,849 кВт – допускаемая мощность, передаваемая ремнями.

11. Определяем силу предварительного натяжения F0, Н:

12. Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем Ft, Н:

13. Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н:

F1 = F0 + Ft/2*Z = 406,0 Н

F2 = F0 – Ft/2*Z = 168,0 Н.

14. Определяем силу давления ремней на вал Fоп, Н:

3.2. Расчет зубчатой передачи

Расчет цилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с
ГОСТ 21354–75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняется на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба.

В данном проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового числа циклов (). Для этого случая коэффициент долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным

1. Выбираем материал для изготовления зубчатых колес.

При выборе марок стали учитывают назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность.

Таблица 2

2. Ориентировочное значение модуля m вычисляют по формуле:

где – вспомогательный коэффициент, который для цилиндрических прямозубых передач равен

– крутящий момент на валу шестерни, Нм, который принимают из таблицы 1:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, который находится из соответствующего графика в зависимости от значения [2].

– число зубьев шестерни

где z2 – число зубьев колеса;

UIII – передаточное число зубчатой передачи.

– коэффициент, учитывающий форму зуба, который определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZV [2]:

– коэффициент ширины зубчатого венца [1]

– допускаемые напряжения изгиба зубьев, МПа, который определяется по формуле:

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, который вычисляется согласно формуле

– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки [1].

– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. Для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба
, а для прочих случаев определяют в зависимости от термической или химико-термической обработки: при закалке = 0,9; нормализации, улучшении = 1,1; цементации и нитроцементации = 0,7.

= 1,1;

– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают

= 1;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки

= 1;

– коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается

= 1;

Учитывая все найденные коэффициенты определим :

– коэффициент безопасности, который равен

Таблица 3

– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений. При проектном расчете открытых зубчатых передач принимаем

– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерования при шероховатости не ниже
RZ40 принимают = 1. при полировании в зависимости от способа термического упрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании = 1,05; при нормализации и улучшении = 1,2.

= 1,2;

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Определяют в зависимости от диаметра вершин зубчатого колеса по специальному графику [1].

= 1.

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим
:

Определяем ориентировочное значение модуля m:

Полученное значение округляем до стандартного в соответствии c ГОСТ
9563–60 [1]:

3. Определяем диаметры начальных (внешних) делительных окружностей шестерни и колеса.
Диаметр начальной делительной окружности шестерни:

Диаметр начальной делительной окружности колеса:

4. Определяем межосевое расстояние.

5. Определяем окружную скорость.

где ?1 – угловая скорость на валу шестерни, с-1,

6. Определяем степень точности передачи.

Степень точности выбирают в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Открытые цилиндрические зубчатые передачи обычно выполняют по 9-ой степени точности.

7. Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса.

8. Проведем проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба зубьев определяют по формуле

где – удельная расчетная окружная сила.

Для цилиндрических прямозубых передач

где – крутящий момент на валу шестерни, который берется из таблицы 1:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Расчет зубчатых колес первоначально производят, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Тогда

= 1;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. См. п. 2.

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

= 1;

– коэффициент, учитывающий форму зуба. См. п. 2.

= 4,05;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

= 1;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба:

= 1;

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим напряжение изгиба зубьев:

Найденное значение напряжения изгиба зубьев соответствует условиям расчета.

4. Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора)

4.1. Выбор материала зубчатой передачи

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые не легированные стали 45, 40Х.

Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства применяют зубчатые колеса с твердостью материала не превосходящей 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Определяем марку стали: для шестерни – 40Х, твердость ? 45HRCэ1; для колеса 40Х, твердость ?350 НВ2 [1, с.49]. Разность средних твердостей

НВ1ср – НВ2ср ? 70.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твер- дость 269...302 НВ1, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ. Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

НВ1ср = 285,5

НВ2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

4.2. Определение допускаемых контактных напряжений [?]Н

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [?]Н1 и колеса [?]Н2.

Рассчитываем коэффициент долговечности КHL. Наработка за весь срок службы: для колеса: N2 = 573?2Lh,

N1=48,26?107 циклов; для шестерни: N1 = N2?uзп,

N2=10, 72?107 циклов.

Число циклов перемены напряжений NН0, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [3] интерполированием:

NН01 = 25?106 циклов;

NН02 = 25?106 циклов.

Так как N1>NН01 и N2>NН02, то коэффициенты долговечности КНL1 = 1 и

КHL2 = 1.

Так как N1>NН01 и N2>NН02, то коэффициенты долговечности КНL1 = 1 и КHL2
= 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение [?]Н0, соответствующее числу циклов перемены напряжений NН0 [3] для шестерни:

[?]Н01=1,8HВ1ср+67

[?]Н01= 1,8?285,5+67=580,9 Н/мм2;

для колеса:

[?]Н02=1,8HВ2ср+67

[?]Н02= 1,8?248,5+67=514,3 Н/мм2.

Определяем допускаемое контактное напряжение: для шестерни:

[?]Н1=КHL1?[?]Н01

[?]Н1= 1?580,9=580,9 Н/мм2;

для колеса:

[?]Н2=КHL2?[?]Н02

[?]Н2= 1?514,3=514,3 Н/мм2.

Так как НВ1ср – НВ2ср =285,5 – 248,5 = 20…50 НВ, то косозубая передача рассчитывается на прочность по меньшему допускаемому контактному напряжению.

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [?]F

Рассчитываем коэффициент долговечности КFL. Наработка за весь срок службы: для колеса N2 = 10,72?107 циклов; для шестерни N1 =48,26?107 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0 = 4?106 для обоих колес.

Так как N1>NF01 и N2>NF02, то коэффициенты долговечности
КFL1 = 1 и КFL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба [3], соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0: для шестерни:

[?]F01 = 294,07 Н/мм2 в предположении, что m

Вернуться