Кинематический расчёт электродвигателя

Кинематический расчёт двигателя

 

Общий КПД привода:

h = h_р h_б h_т h³_п (2.1)

h_р = 0, 95 – КПД плоскоременной передачи;

h_б = h_т = 0, 97 – КПД быстроходной и тихоходной, цилиндрических передач;

h_п = 0, 99 – КПД одной пары подшипников.

h = 0, 95 · 0, 97 · 0, 97 · 0, 99³ = 0, 867.

Потребляемая мощность, кВт:

;                                    (2.2)

Р₃ – мощность на выходном валу редуктора, кВт.

Р_п = = 5, 88 кВт.

Р_э  Р_п

По полученной потребной мощности выбираем электродвигатель тип - 4А132 М6 с рабочими характеристиками:

Р_э – номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге, кВт;

Р_э = 7, 5 кВт;

n_э – рабочая частота вращения двигателя, об/мин;

n_э = 970 об/мин;

d_э – диаметр вала двигателя, мм;

d_э = 38 мм;

Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передачи

Общее передаточное число привода:

;                                    (2.3)

 = 9, 9.

Общее передаточное число привода можно представить и как произ­ведение:

U = U_P U_Б U_T;                            (2.4)

где U_P, U_Б, U_T – передаточные числа ременной передачи, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.

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

I < U_P  2;

Из соотношения принимаем передаточное соотношение ременной передачи равным:

U_P = 1, 5.                                           

Передаточное число редуктора:

;                                (2.5)

.

Передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора можно определить из соотношений:

                     (2.6)

;                                (2.7)

;

.

 

Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

 

Частоты, об/мин:

– входной вал

 (2.8)

 об/мин;

– промежуточный вал

;                                     (2.9)

об/мин;

– выходной вал

; (2.10)

 об/мин;

– приемный вал машины

n_п.в. = n₃ = 98, 2 об/мин.

Угловые скорости, с^-1:

– входной вал

;                  (2.11)

;

– промежуточный вал

;                                      (2.12)

– выходной вал

;

– приемный вал машины

.

 

Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

 

Мощности, кВт:

Р₁ = Р_п η _р; (2.15)

Р₂ = Р₁ η _б η _п; (2.16)

Р₃ = Р₂ η _т η _п; (2.17)

Р_пв = Р₃ η _п. (2.18)

Р₁ = 5, 88∙ 0, 95 = 5, 586 кВт;

Р₂ = 5, 586∙ 0, 97∙ 0, 99 = 5, 256 кВт;

Р₃ = 5, 256∙ 0, 97∙ 0, 99 = 5, 047 кВт;

Р_пв =5, 047∙ 0, 99 = 4, 996 кВт:

Моменты, Нм:

;                                  (2.19)

;                                (2.20)

;                                (2.21)

.                      (2.22)

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм.

Расчёт ременной передачи

При выполнении расчетов следует помнить, что ведущим валом ременной передачи является вал электродвигателя, ведомым - входной вал редуктора. Расчет клиноремённой передачи приведен ниже.

Выбираем сечения ремня – Б.

Диаметр ведущего шкива передачи, мм:

 мм;

Р₁ = Р_n;

где: Р₁ – мощность на ведущем валу;

Р_n – потребная мощность;

n₁ – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Диаметр ведомого шкива, мм:

d₂ = U_p d_1,                                                                    (3.1)

где: U_p – передаточное число ремённой передачи.

d₂ = 1, 5·200 = 300 мм;

Получившееся число округляем до стандартного числа: d₂ = 315 мм.

Межосевое расстояние (предварительное), мм;                                          

а_min = 0, 55 (d₁ + d₂) + h,                  (3.2)

a_min = 0, 55 (200 + 315) + 10, 5 = 293, 75 мм;

                                               а_max = d₁ + d₂,                                  (3.3)

а_max = 200 + 315 = 515;

Расчётная длинна ремня, мм:

, (3.4)

 мм.

Найденное значение округляется до ближайшего стандартного:

L_p = 1600 мм.

Уточнение межосевого расстояния, мм:

, (3.5)

 мм;

где

                 (3.6)

Угол обхвата ремня малого шкива, градусы:

,             (3.7)

;

Расчётная мощность, Вт.:

,                                (3.8)

,

где - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата;

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи;

Требуемое число ремней:

 

 (3.9)

где  - мощность на ведущем валу передачи;

– коэффициент, учитывающий число ремней.

Для определения коэффициента  предварительно принимают некоторое число ремней ( ).

Найденное значение Z округляют до целого числа:

Z = 2.

Скорость ремня, м/с:

                          (3.10)

Сила предварительного натяжения ремня, Н:

 

 (3.11)

;

Коэффициент θ, учитывающий влияние центробежных сил, принимается в зависимости от сечения ремня.

Сила действующая на валы, Н:

 

(3.12)

Рабочий ресурс (долговечность) клиноремённой передачи, ч:

 (3.13)

где - число циклов, выдерживаемых ремнём.

Ширина шкива:

Рассчитанная клиноремённая передача имеет следующие параметры, указанные в таблице 3.1:

 

Таблица 3.1 – Параметры плоскоременной передачи

d1, мм	d2, мм	a, мм	В, мм	b, мм	А, мм2	L, мм	α 1, ˚	Н0, ч	FП, H	V, м/с	Тип
200	315	391, 5	45	17	138	1600	163, 3	2057	149, 7	10, 15	прорезиненный ремень

 

Расчёт и конструирование редуктора

 

Тип редуктора - цилиндрический двухступенчатый соосный. Быстроходная (первая) ступень редуктора - цилиндрическая с косозубыми колесами, тихоходная (вторая) - с прямозубыми.

 

Материалы зубчатых колес

 

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ ≤ 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты и приспособления.

Твердость материала НВ ≤ 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 - 50 единиц:

НВ₁ ≥ НВ₂ + (30 - 50) НВ,

где НВ₁ и НВ₂ – твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.

Технологические преимущества материала при НВ ≤ 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средне нагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ ≤ 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал для шестерни с твердостью, близкой к НВ  300.

С целью сокращения номенклатуры материалов в двух – и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.

Данные о материалах представлены в виде табл. 4.1:

 

Механические характеристики зубчатых колёс.

Табл. 4.1

Зубчатое колесо	Марка стали	Термообработка	Твёрдость сердцевины НВ, МПа
колесо	40ХН	нормализация	220-250
шестерня	40ХН	улучшение	269-302

 

⇐ Предыдущая12345Следующая ⇒

Поделиться: