Кинематический расчет привода

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических заведений.

Выполнение курсового проекта по «Деталям машин» завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Это их первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой студенты активно используют значения из ряда пройденных дисциплин: механики, сопротивления материалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.

Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных и цепных конвейеров, индивидуальные, испытательных стендов), использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Механизмы, выполненные в виде отдельных агрегатов и предназначенные для повышения угловой скорости, называются ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или стального сварного), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещаются также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного значения. Второй случай характерен для специализированных предприятий, на которых организованно серийное производство редукторов.

 

 

Расчет нагрузок валов

Редукторные валы испытывают два вида деформаций – изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба β = 8…16⁰, конические редукторы с круговым зубом - β = 35⁰, червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2α = 40⁰. Угол зацепления принят α = 20⁰.

Значение сил в зацеплении определяем согласно требованиям таблицы 6.1 [ист. 4 стр. 100].

1. Определяем окружную силу в зацеплении:

2. Определяем радиальную силу в зацеплении:

, где

Коэффициент радиальной силы:

3. Определяем осевую силу в зацеплении:

, где

Коэффициент осевой силы:

4. Составляем схему сил в зацеплении

Схему сил в зацеплении зубчатой передачи составляем согласно рекомендациям рисунка 6.2 [ист. 4 стр. 102].

Выбираем схему 2.

Направление линии зуба колеса – правое, шестерни – левое. Вращение быстроходного вала против часовой стрелки. Схему смотреть справа.

 

 

 

Рис. 5.1. Схема сил в зацеплении зубчатой передачи

 

В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором или редуктор с рабочей машиной.

Значение консольных сил определяем согласно требованиям таблицы 6.2 [ист. 4 стр. 100…101].

5. Определяем усилие муфты:

6. Давление на вал со стороны ременной передачи было определено при проверочном расчете передачи:

Строим в изометрии силовую схему нагружения валов редуктора с целью определения направления сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и полумуфты, реакций в подшипниках, а также направление крутящих моментов и угловых скоростей.

 

 

Рис. 5.2. Силовая схема нагружения валов редуктора.

5.1. Силовой расчет быстроходного вала

 

Исходные данные:

l₁ = 33,2 мм; l₂ = 89,5 мм; l₃ = L_ОП= 85,3 мм;

F_t1 = 4600 Н; F_r1 = 1182 Н; F_a1 = 3616 Н; F_оп = 2189 Н;

 

 

Рис.5.3. Расчетная схема быстроходного вала.

 

1. Плоскость XOZ

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры В (точка 3).

отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в горизонтальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ

 

2. Плоскость XOY

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры В (точка 3).

отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в вертикальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY

3. Строим эпюру крутящих моментов:

 

Рис. 5.4. Эпюры моментов, действующих на быстроходный вал.

 

4. Определяем суммарные радиальные реакции в подшипниках:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

6. Рассчитываем составляющие реакций подшипников. Расчет проводим согласно требованиям таблицы 9.1 [ист. 4 стр. 141…142] и таблицы 9.6 [ист. 4 стр. 148].

Цифрой 2 обозначен подшипник воспринимающей осевую нагрузку в зацеплении. Наклон контактных линий в радиально-упорных подшипниках приводит к тому, что суммарные реакции в опорах подшипников, приложенные к телам качения, вызывают появление в них радиальных нагрузок R_r1 и R_r2, и их осевых составляющих R_S1 и R_S2, которые стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствуют буртики вала и корпуса редуктора с соответствующими реакциями R_a1 и R_a2, величина которых зависит от осевой силы в зацеплении F_a и осевых составляющих в опорах подшипников R_S1 и R_S2.

Находим R_S1 и R_S2 по формуле:

Где е = 0,42 – коэффициент влияния осевого нагружения таблица К29 [ист. 4 стр. 436…438].

Принимаем:

Находим R_a2:

Вычерчиваем схему нагружения подшипников.

 

 

Рис. 5.5. Схема нагружения подшипников быстроходного вала.

 

 

5.2. Силовой расчет тихоходного вала

 

Исходные данные:

l₁ = 74,8 мм; l₂ = 133,8 мм; l₃ = 113,2 мм;

F_t2 = 4600 Н; F_r2 = 3616 Н; F_a2 = 1182 Н; F_м = 2932 Н;

 

Рис. 5.6. Расчетная схема тихоходного вала.

 

1. Плоскость XOZ:

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры D (точка 1).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры C (точка 3).

отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в вертикальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

 

2. Плоскость XOY:

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры D (точка 1).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры C (точка 3).

отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в горизонтальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY

В точке 2 происходит скачок, на величину момента, создаваемого осевой силой:

3. Строим эпюру крутящих моментов:

 

 

Рис. 5.7. Эпюры моментов, действующих на тихоходный вал.

 

4. Определяем суммарные радиальные реакции в подшипниках:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

6. Рассчитываем составляющие реакций подшипников. Расчет проводим согласно требованиям таблицы 9.1 [ист. 4 стр. 141…142] и таблицы 9.6 [ист. 4 стр. 148].

Находим R_S1 и R_S2 по формуле:

Где е = 0,42 – коэффициент влияния осевого нагружения таблица К29 [ист. 4 стр. 437…438].

 

Принимаем

Находим R_a2:

Вычерчиваем схему нагружения подшипников.

 

Рис. 5.8. Схема нагружения подшипников тихоходного вала.

Проверочные расчеты

После завершения конструктивной компоновки редуктора, когда определены и уточнены окончательные размеры всех его деталей, деталей открытой передачи и муфты, выбран режим смазки зацепления и подшипников, проводят ряд проверочных расчетов, которые должны подтвердить правильность принятых конструкторских решений.

 

8.1. Проверочный расчет шпонок

 

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие боковых поверхностей. Проверке подлежат две шпонки на тихоходном валу – под колесом и полумуфтой и одна шпонка на быстроходном валу – под шкивом.

Условие прочности:

, где

допускаемое напряжение смятия для стальных шпонок

Площадь смятия:

Шпонка под колесом тихоходного вала:

 

Шпонка под полумуфтой тихоходного вала:

Под шкивом быстроходного вала:

Выбранные шпонки выдерживают напряжения смятия.

 

8.2. Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

 

Стяжные винты (болты) диаметром d₂ подшипниковых узлов – наиболее ответственные резьбовые детали редуктора, расположенные попарно около отверстий под подшипники. Их назначение – воспринимать силы, передаваемые на крышку редуктора внешними кольцами подшипников, и сжимать фланцы крышки и основания корпуса для предотвращения их раскрытия и утечки масла.

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное кручение и изгиб.

1. Определяем силу, приходящуюся на один винт:

2. Принимаем:

Коэффициент затяжки: К_З = 2; х = 0,3 – соединение чугунных деталей без прокладок.

3. Определяем механические характеристики материала винтов:

Предел прочности σ_В = 500 Н/мм²; предел текучести σ_τ = 300 Н/мм²;

Допускаемое напряжение:

4. Определяем расчетную силу затяжки винтов:

5. Выбираем установочные винты диаметром М14.

6. Определяем площадь опасного сечения:

7. Определяем эквивалентные напряжения:

Выбранные винты выдерживают заданную нагрузку.

 

 

8.3. Проверочный расчет валов

 

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При этом расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материала валов, размеры, форму и состояние поверхности. Проверочный расчет проводится после завершения конструктивной компоновки и установления окончательных размеров валов.

 

А. Быстроходный вал:

1. Определяем напряжения в опасных сечениях вала.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба.

 

где

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].

М₁ =106,8 Н*м – приложен к 5-ой ступени ослабленной зубьями шестерни

М₂ =167 Н*м – приложен к 4-ой ступени ослабленной канавкой d₄ = 48 мм.

М₃ =186,7 Н*м – приложен к 4-ой ступени ослабленной канавкой d₄ = 42 мм.

Расчет проводим для сечения минимального диаметра

 

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения.

где

W_ρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].

М_к = 100 Н*м – приложен ко всем ступеням вал-шестерни.

Тогда

 

2. Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

3. Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

 

К_σ = 2,08 – эффективный коэффициент концентрации напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].

К_τ = 1,7 – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].

К_d = 0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала определяем по таблице 11.3 [ист. 4 стр. 272].

К_F4 = 0,86 – коэффициент влияния шероховатости определяем по таблице 11.4 [ист. 4 стр. 272].

Тогда:

 

4. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала. Материал валов Сталь 40ХН ГОСТ 4543 – 71 вид термообработки – улучшение.

 

5. Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

 

6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала.

 

Б. Ведомый вал

 

1. Определяем напряжения в опасных сечениях вала.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба.

 

где

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].

М₃ = 332 Н*м – приложен ко 2-й ступени ослабленной канавкой .

 

б) Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения.

 

где

М_к =550 Н*м – приложен ко всем ступеням, кроме 4-ой

Тогда:

 

2. Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

 

 

К_σ2 = 2,01 – эффективный коэффициент концентрации напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].

К_τ2 = 1,65 – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].

К_d2 = 0,73 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала определяем по таблице 11.3 [ист. 4 стр. 272].

К_F2 = 0,86 – коэффициент влияния шероховатости определяем по таблице 11.4 [ист. 4 стр. 272].

Тогда

3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала. Материал вала Сталь 40ХН ГОСТ 4543 – 71 вид термообработки – улучшение.

 

4. Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

5. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала.

 

 

 

 

Как показывают расчеты, запас прочности валов в опасных сечениях в несколько раз превышает допустимое значение. Однако снижать диаметры валов или уменьшать механические характеристики материалов не следует, так как это снизит жесткость валов, что негативно скажется на работе конического зацепления.

Конструкторская часть

Конструктивной разработке и компоновке подлежат: зубчатая (червячная) передача редуктора, корпус редуктора, быстроходный и тихоходный валы, подшипниковые узлы, элементы открытых передач (шестерни, звездочки, шкивы), муфтовые соединения, двигатель – все то, что составляет приводное устройство (привод).

При разработке чертежа общего вида привода ищут такое расположение узлов и деталей, при котором при их наименьших габаритах создаются наибольшие удобства для монтажа и эксплуатации.

Исходными данными для конструирования деталей и узлов являются результаты задач, выполненных ранее, в эскизном проекте.

Согласно техническому заданию на курсовой проект разрабатываем чертеж: общего вида привода, сборочный чертеж редуктора, чертеж тихоходного вала, конического колеса, и корпуса редуктора.

Разработку конструкторской документации проводим в соответствие с требованиями ЕСКД и указаниями изложенными в задаче 10 [ист. 4 стр. 158…265] и задаче 13 и 14 [ист. 4 стр. 280…350].

9.1. Выбор смазочных материалов и способов смазывания

Для смазывания зубчатых передач наиболее удобно использовать картерный способ смазывания. Картерное смазывание применяется при окружных скоростях колес до 12,5 м/с. Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости колес. Выбираем сорт масла по табл. 11.1-11.2 ист.2 стр.198. При окружных скоростях от 2 до 5 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость масла 34 мм²/с. Данной вязкости соответствует масло И-Г-А-32 ГОСТ 17479.4-87.

Окружная скорость зубчатых колес достаточная для того, чтобы масло разбрызгивалось по всему корпусу и попадало в подшипники, по этому подшипники будут смазываться тем-же маслом, что и зубчатая передача.

Необходимый объем масла определяется из следующих соображений: уровень окунания должен быть не менее двойной высоты зуба. Рекомендуемая глубина окунания 20…25 мм. Выбираем глубину окунания 25 мм. Тогда необходимый уровень масла относительно дна корпуса будет 42 мм. Требуемый объем масла:

Для цепной передачи будем использовать периодическое смазывание цепи пластичной смазкой.

 

 

9.2. Проектирование корпуса редуктора

 

Определяем основные размеры корпуса редуктора:

1. Толщина стенки корпуса

Принимаем

2. Для крепления корпуса редуктора к плите или раме в опорной поверхности его делают фланцы, в которых размещают крепежные винты. Диаметр крепежных винтов выбирается из табл.6[6] в зависимости от межосевого расстояния , количество болтов 4.

3. Диаметр болтов, стягивающих крышку и корпус был определен в пункте 8.2:

 

Основная проработка корпусных деталей редуктора производится при разработке сборочного чертежа редуктора. Назначение корпуса - размещение всех необходимых деталей и узлов редуктора. Сначала разрабатываются подшипниковые узлы редуктора, затем определяются общие габариты корпусных деталей (ширина, высота, длина), а также внутренние размеры корпуса. Толщина стенки при этом выбирается в зависимости от размеров самого корпуса, но должна быть не мене 6 мм для литых чугунных корпусов. Так как редуктор имеет небольшие размеры, выбираем толщину стенки 8 мм. Далее выбираем способы соединения крышки корпуса с корпусом, определяем необходимое количество болтов (винтов), выбираем способы крепления подшипниковых крышек к корпусу. Затем необходимо предусмотреть отверстия для таких конструктивных элементов как пробка для слива масла, щуп (маслоуказатель), смотровая крышка, отдушина. При этом необходимо руководствоваться типовыми прогрессивными конструкциями и выбирать наиболее удобный вариант относительного расположения деталей. Завершающим этапом проработки корпуса является оформление крепежных отверстий для монтажа самого редуктора, а также ушей (отверстий под рым-болты) предусмотренных для подъема редуктора механическими кранами.

Для того чтобы корпус был достаточно жестким и прочным, сопрягаемые стенки корпуса необходимо скруглять радиусом не менее 10 мм. Слишком маленький радиус приводит к тому, что корпус получается хрупким. Слишком большие радиусы тоже выбирать не стоит, так как это увеличивает затраты на литье корпуса. По этому литейные радиусы выбираем из интервала 10…40мм.

 

9.3. Выбор муфты

 

Выбор типа муфты зависит от условий эксплуатации привода, кинематических параметров на стыкуемых валах, а также от условий и точности монтажа привода. В нашем приводе муфтой стыкуются вал редуктора и рабочей машины. При небольших частотах вращения и больших крутящих моментах рекомендуется применять цепные муфты.

Цепные муфты относятся к стандартным и подбираются по номинальному крутящему моменту на стыкуемых валах. Выбираем муфту, рассчитанную на номинальный крутящий момент Т=1100 Н*м, с диаметром посадочного отверстия 48 мм.

Условное обозначение - Муфта МЦ 1100-48-11 ГОСТ 20742-93

 

9.4. Разработка чертежа общего вида привода

Определяем главные размеры рамы:

1. Определяем диаметр фундаментных болтов:

Принимаем

2. Определяем высоту швеллеров, для монтажа редуктора:

Принимаем

 

Разработку чертежа общего вида привода проводим согласно рекомендациям ист.2 стр.371-377.

Чертеж общего вида привода устанавливает положение элементов кинематической схемы привода, а также расстояния между концами валов, стыкуемых муфтами. На чертеже общего вида показываем расстояния между отверстиями крепежа электродвигателя и редуктора. Для монтажа приводных устройств широко используются рамы, сваренные из сортового проката: швеллеры, уголки, двутавры.

Для монтажа самой рамы выбираем фундаментные болты с разжимной цангой с диаметром резьбы М16. Такие болты наиболее сильно сцепляются с фундаментом, что способствует повышению жесткости конструкции и эффективной компенсации вибраций, возникающих при работе привода. Необходимое количество болтов - 8 (по 2 на крепление каждого швеллера). Для увеличения жесткости конструкции рамы швеллера свариваются металлическими полосками.

Библиографический список

 

1. Гжиров Р.И. «Краткий справочник конструктора»: Справочник, М.: Машиностроение 1984 – 464 с.

 

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов – 4-е издание переработанное и дополненное. – М.: Высшая школа 2000 – 416 с.

 

3. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ Чернавский С.А. и др. 2-ое издание – М.: Машиностроение, 1988 – 416 с.

 

4. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для техникумов. М.: Высшая школа 1999 – 454 с.

 

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических заведений.

Выполнение курсового проекта по «Деталям машин» завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Это их первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой студенты активно используют значения из ряда пройденных дисциплин: механики, сопротивления материалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.

Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных и цепных конвейеров, индивидуальные, испытательных стендов), использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Механизмы, выполненные в виде отдельных агрегатов и предназначенные для повышения угловой скорости, называются ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или стального сварного), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещаются также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного значения. Второй случай характерен для специализированных предприятий, на которых организованно серийное производство редукторов.

 

 

Кинематический расчет привода

1.1. Подбор электродвигателя

 

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в отрытых помещениях и т.п.

Двигатели серии 4А применяются для приводов механизмов, имеющих постоянную или мало меняющуюся нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку, вследствие повышенной силы трения и больших инерционных масс, например конвейеров, шнеков, смесителей, грузоподъемников и т.п. Эти двигатели работают при любом направлении вращения, обеспечивая при необходимости реверсивность машинного агрегата.

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения вала.

1. Определяем требуемую мощность электродвигателя:

 

, где

, где

 

ή _М = 0,98 – КПД соединения муфтой;

ή _ОП = 0,99 – КПД одной пары подшипников;

ή_ц = 0,95…0,97 – КПД цилиндрической передачи, принимаем ή_ц = 0,97;

ή_рем = 0,96…0,98 – КПД ременной передачи, принимаем ή_рем = 0,97.

 

Тогда:

По таблице 24.9 [ист. 2 стр. 459] выбираем номинальную мощность электродвигателя Р_ном = 5,5 кВт.

Данному значению Р_ном соответствуют четыре двигателя серии АИР:

· АИР100L2У3 – мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 3000 об/мин, рабочая частота 2850 об/мин.

· АИР112M4У3 – мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 1500 об/мин, рабочая частота 1432 об/мин.

· АИР132S6У3 – мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 1000 об/мин, рабочая частота 960 об/мин.

· АИР132M8У3 – мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 750 об/мин, рабочая частота 712 об/мин.

Определяем общее передаточное отношение для каждого двигателя:

Где

Для двигателя АИР100L2У3:

Для двигателя АИР112M4У3:

Для двигателя АИР132S6У3:

Для двигателя АИР132M8У3:

Первый и второй двигатели дают слишком высокое отношение. Из оставшихся двигателей целесообразней выбрать последний, так как оба двигателя имеют приблизительно одинаковые габаритные размеры и стоимость, а последний дает более низкие передаточные числа привода.

Выбранный двигатель АИР132M8У3 мощностью 5,5 кВт, синхронная частота вращения вала 750 об/мин, асинхронная частота 712 об/мин.

 

2. Определяем значения передаточных чисел ременной и зубчатой передачи по таблице 2.3 [ист. 4 стр. 45].

U_рем. = 2…3

Для данного привода передаточное отношение зубчатой передачи согласно ГОСТ 2185 – 66 могут быть:

1-ый ряд: … 2,5 3,15 4 …

2-ой ряд: … 2,8 3,55 4,5

Так как первый ряд предпочтите