Параметры электродвигателей.

 

Таблица Б.1

Технические данные двигателей серии АИР (синхронная частота, мин^-1)

 

Мощность, кВт	Синхронная частота вращения, мин-1
0, 25 0, 37 0, 55 0, 75 1, 1 1, 5 2, 2 5, 5 7, 5 18, 5	56В2/2730 63А2/2730 63В2/2730 71А2/2820 71В2/2805 80А2/2850 80B2/2850 90L2/2850 100S2/2850 100L2/2850 112M2/2895 132M2/2910 160S2/29101 160M2/29101 180S2/29191 180M2/29251	63А4/1320 63В4/1320 71A4/1357 71B4/1350 80A4/1395 80B4/1395 90L4/1395 100S4/1410 100L4/1410 112M4/1432 132S4/1440 132M4/1447 160S4/14552 160M4/14552 180S4/14623 180M4/14701	63В6/860 71A6/915 71B6/915 80A6/920 80B6/920 90L6/925 100L6/945 112MA6/950 112MB6/950 132S6/960 132M6/960 160S6/9704 160M6/9705 180M6/9803 200M6/980 63B6/860	71В8/690 80A8/700 80В8/700 90LA8/695 90LB8/695 100L8/702 112MA8/709 112MB8/709 132S8/716 132M8/712 160S8/7273 160M8/7273 180M8/731 200М8/730 200L8/730 225M8/730
Примечание: 1. Отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax / T = 2, 2; для отмеченных знаками: 1 – Tmax / T = 2, 7; 2 – Tmax / T = 2, 9; 3 – Tmax / T = 2, 4; 4 – Tmax / T = 2, 5; 5 – Tmax / T = 2, 6. 2. Фланцы изготовляютс отверстиями d22 гладкими (числитель) или резьбовыми (знаменатель). 3. Выступающие концы валов двигателей изготавляют следующих исполнений: – цилиндрические со шпонкой; – цилиндрические без шпонки с резьбовым концом; – цилиндрические со шпонкой с резьбовым концом; – конические без шпонки с резьбовым концом; – конические со шпонкой с резьбовым концом; – конические со шпонкой и внутренней резьбой. 4. Пример обозначения двигателя: «Двигатель АИР1001.2ТУ16-525-564-84»

 

 

Рис. Б.1. Двигатели исполнений: а) 1М 1081, б) 1М 1082

 

 

Рис. Б.2. Двигатель исполнения 1М 3081

 

Рис. Б.3. Двигатель коллекторного вида ДП исполнения Р11

 

 

Таблица Б.4

Параметры двигателей ДП исполнения Р11

Тип двигателя:	Размеры, мм
d	d1	d2	l	l1	l2	d6	D7
ДП 20 – 1 – 4 - 12								M2
ДП 20 – 1, 6 – 6 - 12
ДП 25 – 2, 5 – 4 - 12
ДП 25 – 4 – 6 - 12
ДП 32 – 6 – 3 - 12								M3
ДП 32 – 10 – 6 - 12
ДП 40 – 16 – 3 - 12					M4
ДП 40 – 25 – 6 – 12

 

 

Рис. Б.4. Двигатель коллекторный вида ДП исполнения Р13

 

 

Таблица Б.5

Параметры двигателей ДП исполнения Р13

 

Тип двигателя	Размеры, мм
d1	d3	D1	D3	D4	l	l1	h7	h8
ДП 105 – 25 – 3 – 12								9, 5
ДП 105 – 40 – 3 – 12
ДП 125 – 60 – 3 – 12
ДП 150 – 90 – 3 – 12									8, 5
ДП 150 – 120 – 3 – 12
Примечание: Структура условного обозначения ДП ХХХ – ХХХ – Х – ХХ ДП – электродвигатель коллекторный постоянного тока; ХХХ – диаметр корпуса, мм; ХХХ – номинальная мощность на валу, Вт; Х – частота вращения вала, тыс. мин.; ХХ – напряжение питания, В.

 

Приложение В (информационное)

Примеры расчётов привода

Приложение В.1

Пример кинематического расчёта

Задание: для привода однобарабанной грузоподъемной лебедки подобрать электродвигатель и произвести разбивку общего передаточного отношения привода по ступеням.

 

 

1. Электродвигатель. 4. Муфта.

2. Муфта. 5. Барабан лебедки.

3.Редуктор.

 

Исходные данные:

F=2, 4 кН – вес груза;

V=0, 1 - скорость подъема груза;

D=0, 1 м – диаметр барабана лебедки.

 

Решение: потребляемая мощность приводного электродвигателя (формула 1.3):

,

КПД привода

 

 

 

где - КПД планетарной передачи 3к (см таблицу 1.2);

- КПД муфты (см. таблицу 1.2);

- КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи;

- КПД одной пары подшипников качения

Таким образом,

.

 

Мощность на выходном валу (формула 1.4):

.

 

С учетом КПД привода

.

Полученное Р_вх округляем до ближайшего большего значения стандартного электродвигателя (см. приложение Б).

.

Используя табл. 1.1 и 1.2 определяем минимальное и максимальное допустимое значение передаточного отношения привода

,

,

где i_з.п. – передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи; i_п.п. – передаточное отношение планетарной передачи.

Частоту вращения выходного вала определяем по формуле

^-1

Минимальная частота вращения вала двигателя

 

Максимальная частота вращения вала двигателя

 

В диапазон от 1184, 2 мин^-1 до 4775 мин^-1 при мощности 0, 37 кВт попадают два асинхронных двигателя. АИР63А2 – с синхронной частотой вращения n_с=3000 мин^-1; АИР63В4 – с синхронной частотой вращения n_с=1500 мин^-1.

Целесообразно принять двигатель АИР63В4 по следующим причинам:

1) габариты двигателя АИР63В4 равны габаритам двигателя АИР63А2;

2) меньшая частота вращения вала двигателя АИР63В4 позволит снизить передаточное отношение привода и как следствие, его габариты и массу.

Таким образом, принимаем двигатель АИР63В4 с n_с=1500 мин^-1 и Р=0, 37 кВт.

С учетом скольжения (S) частота вращения вала двигателя будет равна

.

Определяем истинное передаточное отношение привода

.

Производим разбивку передаточного отношения привода по ступеням. При разбивке необходимо придерживаться следующих рекомендаций:

1) в редукторах при переходе от быстроходных ступеней к тихоходным передаваемый крутящий момент возрастает, поэтому принимаемые значения передаточных отношений тихоходных ступеней следует брать более низкого уровня из рекомендуемого диапазона (табл. 1.1 и табл. 1.2);

2) для получения сбалансированных (примерно одинаковых) размеров всех элементов привода нельзя допускать слишком большой разницы в уровнях принимаемых передаточных отношений ступеней.

В данном случае рекомендуемый диапазон цилиндрической зубчатой передачи , а для планетарной передачи . Исходя из этого для цилиндрической передачи (по ГОСТ 2185-66) целесообразно принять i_{з.п .}=3, 15.

Тогда передаточное отношение планетарной передачи будет равно

.

 

Видно, что i_{з.п .} и i_п.п. соответствуют примерно одному уровню из рекомендуемых диапазонов.

 

 

Приложение В.2

Примеры подбора чисел зубьев колёс планетарных передач

(кинематические схемы см. табл. 1.1)

Пример 1

Дано: передача 2k-h, выполненная по схеме А.

Частота вращения входного вала n_вх=n_a =2800 мин^-1.

Частота вращения выходного вала n_вых=n_h =650 мин^-1

Повышенные требования к габаритам.

Режим нагружения – легкий.

Требуется подобрать числа зубьев планетарной передачи.

Решение: передаточное отношение редуктора:

.

Представим в виде диапазона от с отклонением от номинального значения .

Этот диапазон представим в виде ряда с шагом 0, 05:

4, 15; 4, 20; 4, 25; 4, 30; 4, 35; 4, 40; 4, 45,

а затем в виде дробей:

В дальнейших вычислениях целесообразно использовать дроби, имеющие наименьшие знаменатели, так как это позволяет получить более простые множители в уравнении для подбора чисел зубьев.

Примем .

По формуле (1.19 ) определяем максимальное число сателлитов

.

Округляя до ближайшего меньшего целого значения получим

Подбор чисел зубьев производим по основному уравнению (1.18)

.

После подстановки получим

,

 

 

т. е. Z_a должно быть кратно 16.

Легкий режим нагружения, в общем случае, соответствует кратковременному режиму работы передачи. Поскольку предъявляются повышенные требования к габаритам, то твердость рабочих поверхностей зубьев должна быть предельно высокой (примерно 58…63 HRC). Такая прочность обеспечивается химико-термическими методами поверхностного упрочнения (цементация, нитроцементация и др.). Следуя рекомендациям (см. раздел 1.3), принимаем

Z_a =16, тогда Z_g =18, Z_b =52, C =17.

Этот вариант не подходит, т. к. для внутреннего зацепления g-b число зубьев Z_b должно быть больше 144 (табл. 1.3).

Принимаем

Z_a =32, тогда Z_g =36, Z_b =104, C =34.

Этот вариант проходит по всем параметрам.

Проверка: передаточное отношение редуктора (1.15)

.

Условие соосности ;

32+36=104-36;

68=68.

Условие соседства ;

;

.

Условие сборки

Пример 2

Дано: передача 2k-h, выполненная по схеме В.

Частота вращения входного вала n_вх = n_a =2800 мин^-1.

Частота вращения выходного вала n_вых = n_h =210 мин^-1

Жестких требований к габаритам нет.

Режим нагружения – постоянный.

Требуется подобрать числа зубьев планетарной передачи.

Решение: передаточное отношение редуктора

.

Представим в виде диапазона от с отклонением от номинального значения (передача двухступенчатая):

.

Этот диапазон представим в виде ряда с шагом 0, 1:

 

12, 7; 12, 8; 12, 9; 13, 0; 13, 1; 13, 2; 13, 3; 13, 4; 13, 5; 13, 6; 13, 7; 13, 8; 13, 9,

а затем в виде дробей

.

В дальнейших вычислениях целесообразно использовать дроби, имеющие наименьшие знаменатели, так как. это позволяет получить более простые множители в уравнении для подбора чисел зубьев.

Примем .

По формуле (1.25 ) определяем максимальное число сателлитов

Округляя до ближайшего меньшего целого значения получим

Подбор чисел зубьев производим по основному уравнению (1.24)

После подстановки получим

,

т. е. Z_a должно быть кратно 9.

Постоянный режим нагружения, в общем случае, соответствует длительному сроку службы передачи. Поскольку жестких требований к габаритам нет, то могут быть использованы нормализованные или улучшенные колеса с невысокой твердостью рабочих поверхностей зубьев ( HB). Следуя рекомендациям (см. раздел 1.3), принимаем

Z_a =36, тогда Z_g =120, Z_f =60, Z_b =216, C =52.

Этот вариант проходит по всем параметрам.

Проверка: передаточное отношение редуктора (1.20)

.

Условие соосности: ,

36+120=216-60,

156=156.

Условие соседства ;

;

.

;

;

.

Условие сборки: .

 

 

Пример 3

Дано: передача 2k-h, выполненная по схеме .

Частота вращения входного вала n_вх = n_a =1450 мин^-1.

Частота вращения выходного вала n_вых = n_h =75 мин^-1

Повышенные требования к габаритам.

Режим нагружения – легкий.

Требуется подобрать числа зубьев планетарной передачи.

Решение: передаточное отношение редуктора:

.

Представим в виде диапазона от с отклонением от номинального значения (передача двухступенчатая)

.

Этот диапазон представим в виде ряда с шагом 0, 2

18, 4; 18, 6; 18, 8; 19, 0; 19, 2; 19, 4; 19, 6; 19, 8; 20, 0; 20, 2,

а затем в виде дробей

.

В дальнейших вычислениях целесообразно использовать дроби, имеющие наименьшие знаменатели, так как. это позволяет получить более простые множители в уравнении для подбора чисел зубьев.

Принимаем .

По формуле (1.32 ) определяем максимальное число сателлитов

Назначаем

Коэффициент х определяем из выражения (1.31)

,

где .

После подстановки получим

При выборе коэффициента х необходимо учитывать то, что при меньших значениях х можно разместить большее число сателлитов.

Назначаем .

После подстановки получаем

.

 

Округляя до ближайшего меньшего целого значения, получим

Подбор чисел зубьев производим по основному уравнению (1.30)

 

После подстановки получим

,

т. е. Z_b должно быть кратно 75.

Легкий режим нагружения в общем случае соответствует кратковременному режиму работы передачи. Поскольку предъявляются повышенные требования к габаритам, то твердость рабочих поверхностей зубьев должна быть предельно высокой (примерно 58…63 HRC_э). Такая прочность обеспечивается химико-термическими методами поверхностного упрочнения (цементация, нитроцементация и др.). Следуя рекомендациям (см. раздел 1.3), принимаем

Z_b =150, тогда Z_g =30, Z_f =32, Z_e =152, C₁ =12.

Число зубьев Z_e =152 не кратно числу сателлитов . Поэтому принимаем

Z_b =750, тогда Z_g =150, Z_f =150, Z_e =760, C₁ =60.

 

Проверка: передаточное отношение редуктора (1.26)

.

Условие соосности: ;

750-150=760-160;

600=600.

Условие соседства: ;

;

.

;

;

.

Условие сборки: .

 

Пример 4

Дано: передача 3k.

Частота вращения входного вала n_вх=n_a =980 мин^-1.

Частота вращения выходного вала n_вых=n_h =24 мин^-1

Режим нагружения – тяжелый.

Жестких требований к габаритам нет.

Требуется подобрать числа зубьев планетарной передачи.

Решение: передаточное отношение редуктора:

.

Представим в виде диапазона от с отклонением от номинального значения (передача двухступенчатая).

.

Из данного интервала в дальнейших вычислениях целесообразно использовать целые числа, так как это позволяет получить более простые множители в уравнении для подбора чисел зубьев.

Принимаем .

Предварительно производим разбивку общего передаточного отношения по ступеням (при условии )

Принимаем .

По формуле (1.39) определяем коэффициент х:

.

По формуле (1.40) определяем максимальное число сателлитов

Округляя до ближайшего меньшего целого значения, получим:

.

Подбор чисел зубьев производим по уравнениям (1.37) и (1.38)

1)

2)

 

После подстановки получим

1)

2)

т. е. Z_a должно быть кратно 5, а Z_e кратно 100.

Согласно рекомендациям пункта 1.3, принимаем

Z_е =100, тогда Z_f =30, Z_g =35, Z_b =105, Z_a =35, C₁ =28, C₂ =14.

 

Проверка: передаточное отношение редуктора (1.33)

.

 

Условие соосности ;

35+35=105-35;

70=70.

;

105-35=100-30;

70=70.

Условие соседства

;

.

;

;

.

Условие сборки .

 

Приложение В.3 (справочное)

 

Пример силового расчета механизма поворота крана антиобледенительной системы самолета.

 

Исходные данные: Планетарная передача , выполненная по схеме .

Передаточное отношение

Передача регрессивная.

Режим нагружения легкий.

Ресурс работы механизма часов.

Привод передачи осуществляется от электродвигателя ДП150-120-3-12.

Числа зубьев планетарной передачи:

Число сателлитов:

Угловые скорости звеньев:

Относительная частота вращения звеньев:

 

Решение: принимая во внимание легкий режим работы передачи и ее малый ресурс, примем материалы: для сателлита – сталь 45, термообработка – улучшение (280 – 380 НВ); для корончатых колес – сталь 45, термообработка – нормализация (180-220 НВ).

Для планетарного механизма прочностные расчеты выполняются для тихоходной ступени .

По формуле (2.1) определяем допускаемое контактное напряжение для венца сателлита

 

.

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для материала сателлита (см. таблицу 2.2)

.

Коэффициент безопасности при улучшении

Коэффициент долговечности определяем по формуле (2.2)

.

Базовое число циклов напряжений

.

Расчетное число циклов перемены напряжений (см. формулу 2.5):

,

где - для легкого режима нагружения (по таблице 2.3):

.

Таким образом

.

Допускаемое контактное напряжение

.

Аналогично определяем допускаемое контактное напряжение для корончатого колеса

.

Окончательно, согласно выражению 2.7, для зацепления принимаем

.

 

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев венца сателлита (см. формулу 2.10):

 

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев корончатого колеса

.

Коэффициент формы зуба для сателлита и корончатого колеса (см. формулы 2.12 и 2.13)

.

Находим соотношение для колес и

 

Таким образом, проверочный расчет на изгиб будем вести для колеса , так как для него отношение меньше.

Вращающие моменты на основных звеньях передачи (см. раздел 2. 4)

.

Межосевое расстояние (см. формулу 2.16)

 

Модуль зацепления (см. формулу 2.19)

.

По технологическим ограничениям принимаем . Окончательно межосевое расстояние

.

Диаметры делительных окружностей (см. формулу 2.20)

Ширина зубчатых колес зацепления

.

Принимаем .

Ширина зубчатых колес зацепления (см. формулу 2.17)

Принимаем .

 

Окружная скорость колес (см. формулу 2.2)

 

Проверка по контактным напряжениям (см. формулу 2.22)

- условие прочности выполняется.

Проверка па напряжениям изгиба зацепления (см. формулу 2.23)

- условие прочности выполняется.

Принимаем , тогда

- условие прочности выполняется.

Производим проверку зацепления из условия изгибной прочности (см. формулу 2.24)

Принимаем .

Модуль зацепления (см. формулу 2.25)

Принимаем

Окружная сила, действующая со стороны корончатого колеса на венец сателлита (см. формулу 6.14)

Окружная сила, действующая со стороны корончатого колеса на венец сателлита (см. формулу 6.15),

Радиальная сила, действующая со стороны корончатого колеса на венец сателлита (см. формулу 6.16),

.

Радиальная сила, действующая со стороны корончатого колеса на венец сателлита

.

 

Приложение В.4 (справочное)

Пример расчета оси сателлита на усталостную прочность.

Исходные данные: Планетарная передача 2k-h, выполненная по схеме С. Окружная сила, действующая со стороны корончатого колеса “е” на венец “ f ” сателлита,

H.

Окружая сила, действующая со стороны корончатого колеса “в” на венец “g” сателлита,

Н.

Радиальная сила, действующая со стороны корончатого колеса “е” на венец “ f ” сателлита,

H.

Радиальная сила, действующая со стороны корончатого колеса “е” на венец “ g ” сателлита,

H.

Диаметры делительных окружностей: мм, мм, мм, мм.

Ширина зубчатых колёс: мм.

Модуль зубчатых колёс: m = 2 мм.

Решение: Проектный расчет оси.

Согласно таблице 3.2 выбираем расчётную схему оси (рис. А.1, а).

Выбираем материал оси (см. таблицу 3.1) – сталь 20.

Механические характеристики стали 20: предел прочности - МПа; предел текучести - МПа; допускаемые напряжения на изгиб МПа;

Расчёт выполняется в следующей последовательности.

Силы, действующие на вал , раскладываются на две взаимно перпендикулярные плоскости (вертикальную и горизонтальную).

Расстояния a, b, и с на расчётной схеме определяются согласно рекомендациям, изложенным в п.3.3 (рис.3.1):

a=b=28 мм, с=25 мм.

Опоры оси A и B (рис. А.1) заменяются их реакциями , , которые затем определяются из статических уравнений равновесия:

для вертикальной плоскости

 

для горизонтальной плоскости

 

В результате вычисления значения реакций опор получаются следующие:

Строятся эпюры изгибающих моментов для каждой плоскости в отдельности (рис. А.1, в, д).

 

 

Рис. А.1. Расчётные схемы и эпюры изгибающих моментов для оси

 

Определяются результирующие реакции в опорах (формула 3.4)

Строится эпюра суммарных изгибающих моментов (рис. А.1, е).

Определяется максимальный изгибающий момент в сечении оси:

По формуле (3.3) определяется предварительный диаметр оси:

.

Поскольку ось сателлита выполняется гладкой, то расчётное значение округляется до ближайшего большего значения внутреннего диаметра радиального шарикоподшипника средней серии.

Принимаются =12мм.

Предварительно назначается подшипник № 301 с параметрами: d, D, B, C (внутренний диаметр d=12мм, наружный диаметр D=37мм, ширина B=12мм, динамическая грузоподъёмность С=9, 75 кН).

Проводится проверочный расчёт оси на усталостную прочность по формуле 3.21 (схема установки подшипников на рисунке 3.4)

.

Предел выносливости определяется из соотношений 3.4

.

Амплитуда нормальных напряжений определяется по формуле 3.13

где *10³ Н · мм;

=0, 1 мм³.

Окончательно

Коэффициент определяется по таблице 3.5: =0, 95.

Коэффициент определяется по таблице 3.6 (вид обработки – точением): =1.

Окончательно коэффициент запаса усталостной прочности

.

Таким образом, условие прочности на усталость выполняется.

 

Приложение Г (информационное).

 

 

 

 

Рис. Г.1 Блок-схема алгоритма кинематического расчёта планетарных передач

*Рис. Г.1 Продолжение.

Рис. Г.1 Продолжение.

Блок-схема алгоритма силового расчёта планетарной передачи.

 

 

 

 

 

 

 

 

1234	Поделиться:

Популярное:

1. Влажный пар и его параметры.
2. Геометрические параметры эвольвентных
3. Измеренные параметры червяка и червячного колеса
4. Исследование влияния состояния газораспределительного механизма на эксплуатационные параметры автомобиля
5. Как изменять параметры настройки программы Microsoft Word?
6. Кинематические параметры прямолинейного движения материальной точки
7. КОМПЛЕКСНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЫНКА, ОЦЕНОЧНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ И ПАРАМЕТРЫ, ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ДЛЯ ОБОСНОВАНИЯ ВЫБОРА РЫНКОВ
8. Макроэкономические параметры.
9. Массивы и строки как параметры функций
10. Основные параметры витых пружин.
11. Основные параметры глинистого раствора
12. Основные параметры нормального распределения.