Пояснительная записка. ПЗ 17,04. 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

• Название: 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
• Анкор: Пояснительная записка
• Дата: 07.12.2020
• Размер: 0.64 Mb.
• Имя файла: ПЗ 17,04.docx
• Тип: Документы; #157929
• страница: 1 из 5

ВВЕДЕНИЕ
По заданию необходимо спроектировать привод, состоящий из электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического соосного горизонтального редуктора, фланцевой поперечно-свертной муфты и упругой втулочно-пальцевой муфты.

Исходные данные:

Мощность на выходе ,

Частота вращения входного вала привода ,

Срок службы ,

Выбор обосновать n_дв.ном,

Твердость материала зубчатых колес .

Кинематическая схема показана на рисунке 1.


Рисунок 1 – Кинематическая схема (1 – электродвигатель, 2 – муфта УВП, 3 – соосный горизонтальный редуктор, 4 – муфта фланцевая поперечносвертная)

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Определяем общий К.П.Д. привода по формуле

(1.1)

где ₁, ₂, ₃ … _n – К.П.Д. отдельных передач, подшипников, муфт, входящих в привод и перечисленных в порядке от входного к выходному валу привода.

В предварительных расчетах для не расцепляемых механических муфт, например, упругих и компенсирующих, где имеются подвижные или легкодеформируемые элементы, к. п. д. можно принимать в пределах 0,98-0,99,



где упругой муфты;

пары подшипников качения;

цилиндрической косозубой передачи;

внутренней цилиндрической передачи.

Производим подбор электродвигателя по потребной мощности , которая может быть определена по мощности Р_i на выходном валу привода

,

(1.2)

где - мощность на выходном валу

Вариант	Тип двигателя	Рдв, кВт	nдв , об/мин	uобщ = = n1/n3	u1	u2	Примечание
1	4А132М2У3	11		13,8	4,79	2,88
2	4А132М4У3	11		6,95	3,81	1,82 1,82	u2  = 2,5
3	4А160S6У3	11		4,64	3,33	1,39 1,39	u2  = 2,5
4	4А160М8У3	11		3,47	3,02		u2  = 2,5

Произведем подбор электродвигателя по таблице

В приводе применим экономичный асинхронный электродвигатель серии 4А132М2У3

Номинальная мощность двигателя

Фактическая (асинхронная) частота вращения вала электродвигателя

	(1.3)
	(1.4)

Определяем общие передаточные числа приводов

(1.5)

где n_дв – фактическая (асинхронная) частота вращения вала электродвигателя, мин^-1;

n₃– частота вращения выходного вала привода, мин^-1.

Производим разбивку по ступеням одного или нескольких полученных значений u_общ так, чтобы выполнялось условие

,

(1.6)

где u₁, u₂, u₃, u_n – передаточные числа отдельных передач, перечисленных в порядке от входного к выходному валу.

Для разбивки общего передаточного числа многоступенчатого редуктора, обычно используют упрощенные эмпирические формулы (приведенные в таблице), позволяющие получать приводы, близкие к оптимальным по габаритам, массе, стоимости, а также по условиям смазывания передач, особенно при картерной системе.

	(1.7)
	(1.8)

Принимаем



Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при u 4,5 и более чем на 4% при u 4,5.

	(1.9)
	(1.10)

Определяем частоты вращения валов, мин^-1 для привода с выбранным электродвигателем:

n1 = nдв;	(1.11)
n2 = n1/u1;	(1.12)
n3 = n2/u2,	(1.13)

где n₁, n₂, n₃ … n_i – частоты вращения валов, перечисленных в порядке от входного к выходному валу привода, мин^-1.







По полученным значениям частот вращения определяем угловые скорости, рад/с, каждого вала по формуле.

(1.14)

Находим мощности, передаваемые каждым валом привода.

Они могут быть определены по с учетом потерь мощности во всех механизмах и устройствах, предшествующих данному валу:

(1.15)

где Р_i – мощность на i-м валу, кВт;

– к. п. д. механизмов и устройств, предшествующих i-му валу.

(1.16)

(1.17)

(1.18)

Определяем крутящие (вращающие) моменты на валах привода, Н·м, по формуле:

,

(1.19)

где Р – мощность, передаваемая валом, кВт;

n – частота вращения этого вала, мин^-1;







Определяем окружные скорости в зацеплении, м/с, для цилиндрических передач внешнего и внутреннего зацепления

,

(1.20)

где n₁- частота вращения шестерни, об/мин;

Т₂ - крутящий момент на колесе, Нм;

u - передаточное число передачи ';

c_v - коэффициент, значения которого зависят от вида термической

обработки (табл. 1.6);

ѱ_Ьа- вспомогательный параметр²;

v_m - окружная скорость точек среднего делительного диаметра, м/с.





Диаметры заготовок находятся из формулы:

,

(1.21)

где v, d,  - соответственно окружная скорость, м/с, диаметр, м, и угловая скорость, рад/с, шестерни или колеса.











2 Выбор материалов и термической обработки зубчатых колес
Принимаем для шестерни марку стали 50Г

Термическая обработка: улучшение

Твердость 241-285 НВ

Относительная стоимость стали 1,06




Принимаем для колеса марку стали 50

Термическая обработка: нормализация

Твердость 180-229 НВ





3 Расчет допускаемых напряжений
Для обеспечения основных критериев работоспособности открытые и закрытые зубчатые передачи подвергают расчету на контактную и изгибную выносливость и прочность, производя сравнение расчетных напряжений с допускаемыми.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную выносливость.

Допускаемые контактные напряжения , МПа, определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле:

(3.1)

где – предел контактной выносливости, МПа;

– коэффициент долговечности;

– расчетный коэффициент запаса прочности;

– коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость;

- коэффициент, учитывающий влияние смазки;

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, определяем для зубчатых колес по формуле:

(3.2)

где – для шестерни

- для колеса

Для шестерни



Для колеса



Коэффициент долговечности находим по формуле

(3.3)

где – базовое число циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости;

– эквивалентное число циклов напряжений при расчете контактной выносливости.

Базовое число циклов напряжений для шестерни и колеса вычисляют по формуле

(3.4)

Для шестерни



Для колеса



Эквивалентное число циклов перемены напряжений при переменном режиме нагрузки и ступенчатой циклограмме нагружения можно определить по формуле

(3.5)

где с – число зубчатых колес, зацепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом;

– нагрузка (вращающий момент на шестерне), соответствующая i-й ступени циклограммы нагружения, ;

– исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на шестерне), учитываемая при расчете на контактную выносливость, ;

– частота вращения, соответствующая i-му режиму, ;

– время работы, соответствующаяi-му режиму, ч.

Для шестерни







Для колеса

(3.6)

Коэффициент долговечности.

Для шестерни



Для колеса



Расчетный коэффициент запаса прочности для зубчатых колес принимают – при однородной структуре материала (нормализация, улучшение или объемная закалка).

Значение коэффициента устанавливают по тому из зубчатых колес пары, зубья которого имеют более грубую поверхность.

Класс шероховатости 5 для 1 и 2 ступени.

Метод обработки фрезерование.





Коэффициент , учитывающий окружную скорость.Для принимают .

Коэффициент , учитывающий влияние смазки, при расчетах принимают .

Коэффициент , учитывающий размер зубчатого колеса, находят в зависимости от делительного диаметра d.

При принимают

Для шестерни


Для колеса