Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Выбор электродвигателя и кинематический расчет приводаСтр 1 из 7Следующая ⇒
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода Выбор электродвигателя предусматривает определение его мощности, типа, частоты вращения вала и основных размеров. Определение требуемой мощности двигателя Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных. Если указана мощность на ведомом валу, то необходимая мощность электродвигателя где − коэффициент полезного действия (КПД) привода, в общем случае равный произведению частных КПД ступеней редуктора , , ,…, : . Здесь − КПД упругой компенсирующей муфты. Потери на трение в подшипниках оцениваются множителем . Значения КПД различных передач приведены в табл. 1.1.
Таблица 1.1. Средние значения КПД механических передач (без учета потерь)
Примечания: 1. Ориентировочные значения КПД закрытых передач в масляной ванне приведены для колес, выполненных по 8-й степени точности, а для открытых – по 9-й; при более точном выполнении колес КПД может быть повышен на 1 … 1,5 %; при меньшей точности – соответственно понижен. 2. Для червячной передачи предварительное значение КПД принимают =0,75 … 0,85. После установления основных параметров передачи значение КПД следует уточнить. 3. Потери в подшипниках на трение оцениваются следующими коэффициентами: для одной пары подшипников качения =0,99 … 0,995; для одной пары подшипников скольжения = 0,98 … 0,99. 4. Потери в муфте принимаются = 0,98. 5. В приводах с параллельными передачами, например, с раздвоенными колёсами, значения КПД из таблицы 1.1 учитывают только один раз. Если заданы вращающий момент Т вых (Нм) и частота вращения ведомого вала n 2 (мин-1), то требуемая мощность (в киловаттах) . В задании на курсовое проектирование момент на выходном валу задан в виде графика нагрузки, который учитывает фактические условия работы привода.
Рис.1.1
Рассмотрим в качестве примера, приведенный на рис.1.1 график нагрузки привода. Его следует понимать так: - в течение суток привод работает 50% времени, т.е. продолжительность его включения ПВ = 50%. - в течение года привод работает 65% времени и значит общее время работы привода за один год составит . За это время в пусковом режиме двигатель работает 0,003% на моменте, который составляет 1,3 от номинала, т.е. требуется мощность, превышающая расчётную в 1,3 раза. На расчётном моменте (на номинальной мощности двигателя) привод работает 20% времени; на моменте 0,7 от номинала 30% времени и на моменте 0,5 от номинала 50% времени. Анализ графика показывает, если выбрать двигатель по номинальной мощности, то он явно будет недогружен более чем на 50% времени работы, но одновременно он будет и перегружен во время пусков в работу. Это учтено в конструкции серийно выпускаемых асинхронных электродвигателей и в каталоге даётся соотношение пускового момента к номинальному, которое в нашем случае должно быть не менее 1,3. Что касается номинальной мощности, то её на первом этапе следует подсчитать по формуле через эквивалентный момент с учётом графика нагрузки. . Для нашего конкретного случая и требуемая эквивалентная мощность . Номинальная требуемая мощность . Подсчитав то и другое значение можно приступать к выбору мощности электродвигателя. Пусть, например, нам требуется выбрать мощность двигателя ленточного транспортёра со следующими параметрами: скорость транспортёра - 0,5м/с, усилие на ленте транспортёра - 4000Н, общее КПД привода - 0,81, график нагрузки приведен выше. Номинальная мощность . Эквивалентная мощность . По каталогу выпускаемых электродвигателей исходя из номинальной мощности необходимо выбрать двигатель мощностью 3 квт. Исходя из эквивалентной мощности можно выбрать двигатель мощностью 2,2 квт. Пусть нам требуется электродвигатель с частотой вращения 1500 мин –1 (самая оптимальная частота вращения с точки зрения экономичности и рекомендуемая в курсовом проектировании). Для данных двигателей по каталогу отношение пускового момента к номинальному Т п / Т н = 2.
Требуемая пусковая мощность по графику нагрузки . Серийный электродвигатель мощностью 2,2 кВт обеспечит на пуске мощность кВт. Таким образом, мы имеем право выбрать двигатель мощностью 2,2 кВт, но он будет перегружен на (2,47/2,2) - 11,2% по номинальной мощности. Продолжительность включения нашего двигателя по заданию ПВ = 50% и значит допустима перегрузка по номинальной мощности в пределах, указанных в таблице 1.2. Таблица 1.2
С учётом таблицы 1.2 мы окончательно имеем право выбрать электродвигатель мощностью 2,2 кВт, хотя по расчёту требуется мощность 2,47 кВт. И далее в расчётах зубчатых или червячных передач в качестве расчётного можно принимать не номинальный вращающий момент, а эквивалентный.
Рис. 1.2
Здесь Т ном − номинальный вращающий момент; Т нач (или Т пуск) − момент, развиваемый при пуске двигателя; Т max − максимальный момент (кратковременный); n ном − номинальная частота вращения двигателя; n кр − критическая частота вращения двигателя; n с − синхронная частота вращения двигателя (при отсутствии нагрузки), то есть частота вращения магнитного поля, она зависит от частоты тока f и числа пар полюсов р: n с = 60 f / p. Асинхронная угловая скорость, рад/сек: . При стандартной частоте f = 50 1/c и числе пар полюсов р от 1 до 4 синхронная частота вращения двигателя n с = 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Частота вращения n ном, указываемая в каталогах электродвигателей, относится к номинальному режиму, её и принимают во внимание при определении общего передаточного отношения привода. Под действием нагрузки частота вращения вала электродвигателя n эд уменьшается по сравнению с n с, возникает скольжение s, определяемое по формуле s = (n с – n эд) / n с. Следовательно, n эд = n с ∙ (1 – s). К основным типам асинхронных электродвигателей трёхфазного тока, предназначенных для приводов общего применения, относят двигатели единой серии марок: 4АН – электродвигатели, защищенные от попадания капель и твёрдых частиц и от прикосновения к вращающимся и токоведущим частям; 4А − электродвигатели закрытые обдуваемые по ГОСТ 19523-74 (рис. 1.3). Формы исполнения: М100 − электродвигатели горизонтальные, станина на лапах (см. рис.1.3, а); М200 − то же и дополнительно с фланцем на щите (см. рис 1.2, б); АО2 − электродвигатели закрытые обдуваемые по ГОСТ 13859-68 и их модификации. Технические данные электродвигателей содержатся в каталогах, в табл. 1.4, 1.5 приведены краткие выдержки из них. а б Рис. 1.3
Таблица 1.4. Двигатели асинхронные короткозамкнутые трёхфазные серии 4А общепромышленного применения; закрытые обдуваемые. Технические данные
Примечание: Структура обозначения типоразмера двигателя (расшифровывается слева направо):
4 − порядковый номер серии; А − вид двигателя − асинхронный; А − станина и щиты двигателя алюминиевые (отсутствие знака означает, что станина и щитычугунные или стальные); М − модернизированный; двух- или трёхзначное число − высота оси вращения ротора; А, В − длина сердечника статора; K, L, M, S − установочный размер по длине станины; 2, 4, 6, 8 − число полюсов; У3 − климатическое исполнение и категория размещения (для работы в зонах с умеренным климатом) по ГОСТ 15150-69. Таблица 1.5. Двигатели. Основные размеры, мм
Таблица 1.6. Мощности и скорости вращения двигателей А2, АО2, и АОЛ2
Пример. Произвести кинематический расчет привода, показанного на рис.1.4, при следующих данных: диаметр барабана D = 500 мм, тяговое усилие на ленте Р = 4000 Н, скорость ленты v = 0,8 м/с. Рис. 1.4. Кинематическая схема привода ленточного транспортера
Решение. Принимаем КПД передач, показанных на рис. 1.4: ременной передачи = 0,98; зубчатой пары = 0,98; цепной передачи = 0,96; потери в опорах трех валов = 0,993. КПД всего привода Требуемая мощность электродвигателя Вт. Частота вращения вала барабана об/мин. Из таблицы 1.6 выбираем ближайшие по мощности электродвигатели с повышенным пусковым моментом: АО2-42-6, имеющий N = 4 кВт и n = 955 об/мин, и АО2-41-4, у которого N = 4 Квт и n = 1440 об/мин. Определяем передаточные отношения привода: в первом случае во втором . Приемлемы оба типа двигателя; в первом варианте передаточное отношение может быть реализовано, например, так: по таблице 1.3 выбираем для ременной передачи i 1 = 2; для редуктора i 2 = 4 и для цепной передачи i 3 = 4. Общее . Отклонение от заданного составит (допускается отклонение до ). После выбора электродвигателя и определения передаточного отношения редуктора выполняют расчеты зубчатых передач.
Пример проектирования привода роликового конвейера
Рис. 1. а) кинематическая схема привода, 1- электродвигатель, 2 – клиноременная передача, 3 – редуктор; б) график нагрузки
Исходные данные: вращающий момент на выходном валу ; частота вращения n 4 = 30 об/мин.; режим средний равновероятный; Ресурс L = 20000 час; К А = 1,25; К АS = 2,2; синхронная частота вращения электродвигателя n C =1500 об/мин.
Общий КПД привода , где = 0,97 – КПД ременной передачи; = 0,995 – коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения; = 0,98 – КПД зубчатой передачи; = 0,985 – КПД муфты (табл. 1). . Таблица 1
Разбивка передаточных чисел Передаточное число привода Передаточное число редуктора: принимаем u рем = 2,5. Тогда Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням Из стандартного ряда принимаем u Б = 5,6. Из стандартного ряда принимаем u Т = 3,55. Уточняем фактическое передаточное число редуктора Отклонение Уточняем передаточное число ременной передачи Частота вращения валов Крутящие моменты на валах
Межосевое расстояние. Предварительное межосевое расстояние по формуле: где Т 3 – вращающий момент на шестерне Т 3 = 435,5 Нм; К = 6; Из стандартного ряда принимаем = 160 мм. Предварительная ширина венца Предварительный делительный диаметр Коэффициент ширины по диаметру Окружная скорость зубчатых колес по формуле: По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (табл. 4).
Таблица 4
Коэффициент нагрузки по формуле: , где К А = 1,25; =1,01 (по табл. 5); - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий по формуле: - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную прочность , здесь Таблица 5
Примечание. В числителе - значение для прямозубых, а знаменателе приведены для косозубых колёс.
Уточненное значение межосевого расстояния по формуле: где К а = 410 – для косозубых передач; = 0,4; Т 1Н = Т 3 = 435,5 Нм; =976 МПа. Из стандартного ряда принимаем = 160 мм. 5. Модуль передачи по формулам: где – для шевронных передач; b 3=85мм; Y FS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений здесь x = 0 – коэффициент смещения режущего инструмента от начальной окружности; – эквивалентное число зубьев Из стандартного ряда принимаем m n = 3 мм. Расчет быстроходной ступени Расчет ведется методом эквивалентных циклов 1. Выбор материалов. Для шестерни выбираем сталь 40ХН, термообработка – закалка, твердость HRC 50, предел прочности =1600 МПа, предел текучести =1400 МПа. Для колеса – сталь 40Х, термообработка – закалка, твердость HRC 43, предел прочности =750 МПа, предел текучести =600 МПа. Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 2: Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости Ресурс передачи по формуле: 2. Допускаемые контактные напряжения по формуле: Коэффициент долговечности по формуле: где =0,25 - для среднего равновероятного режима (режим II). При q = 20. При q = 6. Тогда допускаемые контактные напряжения где S Н = 1,2; Z R =1; Z V = 1,08; Z X = 1 (см. главу 7). Среднее допускаемое напряжение по формуле: . Условие выполняется. 3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле: Коэффициент долговечности по формуле: здесь при =0,1 - для среднего равновероятного режима (режим II). q F1 - показатель кривой усталости правой ветви (при ) где k = 2,8…3,0 – для закаленных колес. = 680 МПа - предел выносливости при изгибе из таблицы 3; =2200…2500 МПа - максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках. при где k = 2,8…3,0 – для закаленных колес. = 680 МПа - предел выносливости при изгибе из таблицы 3; = 2200…2500 МПа - максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках. Тогда допускаемые напряжения будут где S F = 1,7; Y R = 1,05; = 1; = 1 (см. главу 7). Межосевое расстояние Предварительное межосевое расстояние по формуле: где Т 3 – вращающий момент на шестерне Т 3 = 80,2 Нм; К = 6. Из стандартного ряда принимаем = 100 мм. Предварительная ширина венца Предварительный делительный диаметр Коэффициент ширины по диаметру Окружная скорость зубчатых колес по формуле: По найденной окружной скорости назначаем 9 степень точности зубчатой передачи (табл. 4). Коэффициент нагрузки по формуле: где К А = 1,25; =1,01 (по табл. 5); - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий по формуле: - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную прочность здесь Уточненное значение межосевого расстояния по формуле: где К а = 410 – для косозубых передач; = 0,4; Т 1Н = Т 2 = 80,2 Нм; =819 МПа. Из стандартного ряда принимаем = 140 мм. 5. Модуль передачи по формулам: где – для косозубых передач. b 3=62 мм; Y FS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений здесь x = 0 – коэффициент смещения режущего инструмента от начальной окружности; – эквивалентное число зубьев. Предварительно примем число z 1=21 угол наклона зубьев . . Из стандартного ряда принимаем m n = 2 мм. Межосевое расстояние. Предварительное межосевое расстояние по формуле: где Т 3H – вращающий момент на шестерне Нм; К = 6. Из стандартного ряда принимаем = 125 мм. Предварительная ширина венца Предварительный делительный диаметр Коэффициент ширины по диаметру Окружная скорость зубчатых колес по формуле: По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (табл. 4). Коэффициент нагрузки по формуле: где К А = 1,25;
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2021-05-27; просмотров: 249; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.144.124.232 (0.321 с.) |