Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Введение

 

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение геометрических и конструктивных размеров деталей и проверка их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода рассчитываем по формуле

,                                   

где η_р = 0,96 – КПД плоскоременной передачи;

  η_ц = 0,98 – КПД цилиндрической передачи;

η_п = 0,99 – КПД одной пары подшипников.

.

Потребную мощность электродвигателя, кВт, рассчитываем по формуле

,                                                       

где Р₂ – мощность на выходном валу редуктора, кВт.

По потребной мощности из таблицы П.1[1] выбирается тип электродвигателя так, чтобы

Р_э ≥ P _п,                                                  

где Р_э – номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге.

Выбранный электродвигатель 4А160 6 имеет следующие параметры:

Номинальная мощность Р_э – 11 кВт;

Частота вращения, n_э  – 975 об/мин;

Диаметр вала двигателя, d_э  – 48 мм.

Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач

Общее передаточное число привода рассчитываем по формуле

                               

где n _э – рабочая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n ₂ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

       

Общее передаточное число привода можно представить  как произведение

,                                           

где U _р – передаточное число ременной передачи редуктора,

U – передаточное число редуктора.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать

1< U _р ≤ 2.                                             

Принимаем передаточное число ременной передачи:

                                       U _р = 1,5

Передаточное число редуктора

                                                   

.

Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частоту вращения входного вала, об/мин, рассчитываем по формуле

                                                    (1.8)

Частоту вращения выходного вала, об/мин, рассчитываем по формуле

                                         

Угловую скорость входного вала, с^-1, рассчитываем по формуле

                                

 

Угловую скорость выходного вала, с^-1, рассчитываем по формуле

                               

Определение геометрических и кинематических параметров

Основным материалом для валов служат термически обрабатываемые среднеуглеродистые стали 35, 40, 45 или легированные – 40Х, 40ХН и др.

Входной вал

Диаметр входного конца вала (рис. 4), мм,

,                            (3.79)

где Т₁ – вращающий момент на валу, Н·мм;

[ τ_к ] =20 МПа – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

Рисунок 4 – Схема входного вала

 

мм.

Диаметр вала под уплотнение, мм

                                       ,                                (3.80)

где t =2,5 – высота буртика, мм.

мм.

Округляем по таблице П.7[2]:

мм.

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти:

мм.

Между подшипником и шестерней на том же диаметре, что и подшипник, располагают разделительное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяются из условия контакта его торцов с шестерней и внутренним кольцом подшипника.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм

                                       ,                               (3.81)

где r = 2,5 – координата фаски подшипника,мм.

мм.

Подбираем ближайшее стандартное значение по таблице П.7[2]:

мм.

Диаметр вала под шестерней d_k выбирается из П.8[2] и должен соответствовать условию:

                                        > ,                                 (3.82)

d _к = 45мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни, мм

                                      ,                               (3.83)

где f =1,2– размер фаски, мм.

d _б.к = 50 мм.

3.3.2 Выходной вал

Диаметр входного конца вала (рисунок 5), мм,

,                            (3.84)

где Т₂ – вращающий момент на валу, Н·мм.

 

мм.

Диаметр вала под уплотнение, мм

                                       ,                                (3.85)

где t =3 – высота буртика, мм.

 мм.

мм

 

Рисунок 5 – Схема выходного вала

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти:

мм.

Между подшипником и колесом на том же диаметре, что и подшипник, располагают разделительное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяются из условия контакта его торцов с колесом и внутренним кольцом подшипника.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм

                                       ,                               (3.86)

где r = 3 – координата фаски подшипника, мм.

мм.

Подбираем ближайшее стандартное значение по таблице П.7[2]:

мм.

Диаметр вала под шестерней d_k выбирается из П.8[2] и должен соответствовать условию:

                                        > ,                                 (3.87)

d _к = 75 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм

                                      ,                               (3.88)

где f =2 – размер фаски, мм.

Выбор подшипников качения

Подшипники качения выбраны в зависимости от диаметров валов, начиная с легкой серии.

Входной вал: подшипники радиально – упорные, однорядные, легкой серии, 2шт, параметры в таблице 3.

 

Таблица 3 – Параметры подшипника для входного вала

Условное обозначение подшипника	36208
Наружный диаметр D1, мм	80
Внутренний диаметр dп1, мм	40
Ширина В1, мм	18
Статическая грузоподъёмность Сor1, кН	23,2
Динамическая грузоподъёмность Сr1, кН	38,9

Выходной вал: подшипники радиальные, однорядные, легкой серии, 2шт, параметры в таблице 4.

 

Таблица 4 – Параметры подшипника для выходного вала

Условное обозначение подшипника	36212
Наружный диаметр D2, мм	110
Внутренний диаметр dп2, мм	60
Ширина В2, мм	22
Статическая грузоподъёмность Сor2, кН	39,3
Динамическая грузоподъёмность Сr2, кН	61,5

Расчет подшипников качения

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рисунке 11.

Рисунок 11– Схема установки подшипников и действующих сил

 

 

Определяем отношение

                      (3.140)

По величине отношения  определяем параметр осевого нагружения

                                  (3.141)

Осевые составляющие от радиальных нагрузок, Н

                                      (3.142)

                                      (3.143)

Суммарные осевые нагрузки на подшипник, Н, (так как S₁ > S₂, F_a > S₂ – S₁):

; .   

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение

                          (3.144)

Уточняем значение параметра осевого нагружения

                                   (3.145)

Определяем отношение   для правой, более нагруженной опоры

               (3.146)

где V – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Так как > , то для е₂ найдём значения коэффициентов радиальной Х и осевой Y нагрузок: X = 0,45; Y = 1,59.

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры, Н

                                           (3.147)

где К_б = 1,3 – коэффициент безопасности;

  К_т = 1 – температурный коэффициент.

Уточняем коэффициент е₁ для левой опоры

                        (3.148)

Находим отношение

          (3.149)

Определяем коэффициенты Х и Y: X = 1; Y = 0.

Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры, Н

                     (3.150)

Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 36214,ч,

                       (3.151)

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность  больше базовой [ ], то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

 

Выбор и расчет муфты

 

Выбираем втулочно-пальцевую упругую муфту из стандартов или нормалей машиностроения (таблица П.22[1]) в зависимости от расчетного вращающего момента Т_р и диаметров соединяемых ва­лов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные ха­рактером работы приводимой в движение машины.

Расчетный вращающий мо­мент, Нм,

                                                                                (3.154)

где k_р = 1.5 – коэффициент режима работы привода от электродвигателя;

Т₂ – момент на выходном валу редуктора, Нм (п. 2.4).

                           

При выборе муфты должно соблюдаться условие:

                                           ,                                         (3.155)

где Нм – вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой (указанный в стандарте или нормали машиностроения).

Выбранная муфта ГОСТ 21424-93 имеет следующие параметры:

D₀=140 мм, l=110 мм, d_п=18 мм, l_п=42 мм, z=8, l_вт=36 мм.

Пальцы муфты проверяют на изгиб по сечению А-А (рисунок 13).

Условие прочности пальца на изгиб:

                                                                    (3.156)

где Т_р – расчетный вращающий момент, Нмм;

– длина пальца, мм;

  – диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

  – число пальцев (прил., табл. П. 17 [1]);

  – диаметр пальца, мм (прил., табл. П. 17 [1]);

 = 90 МПа – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

                        

 

Резиновая втулка проверяется на смятие:

                                                              (3.157)

 – длина резиновой втулки, мм;

 = (1.8 ÷ 2.0) МПа - допускаемое напряжение на смятие для резины.

                         

Рисунок 13 – Конструкция упругой втулочно-пальцевой

 

Заключение

 

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель  4А160 6; определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач U_р = 1,5; U = 3,25; U_п = 4,875; мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора: n₁ = 650 об/мин, n₂ = 200 об/мин; Р₁ = 9,062 кВт, Р₂ = 9,255 кВт; Т₁ = 133,2 Н∙м, Т₂ =442,125 Н∙м.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали марок 40 и 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность часов.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла МК – 22 для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень 3,5 литров.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Библиографический список

 

1. Проектирование электромеханического привода. Расчет и конструирование ременных передач. Часть 1:Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2013. 30 с.

2. Проектирование механического привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Здор Г. П., Бородин А. В., Тарута Д. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2014. 49 с.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.496 с.

4. Стандарт предприятия. Работы студенческие учебные и выпускные квалификационные: СТП ОмГУПС-1.2-2005 [Текст]: общие требования и правила оформления текстовых документов / Омский государственный университет путей сообщения. Взамен СТП ОмГУПС-1.2-02; Введ. с 01.01.2006. - Омск: ОмГУПС, 2005 г. 28 с.

Введение

 

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение геометрических и конструктивных размеров деталей и проверка их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

Кинематический расчет и выбор электродвигателя