Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода

                                   

1.Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой

расчёт привода.

 

1.1.Выбор  электродвигателя.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Ртр = Рпв/η‚

где:Рпв–мощность на приводном валу‚Рпв = 6,2 кВт;

η-коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

η =ηзкп*ηзцп*ηоцп*ηм*ηпк³*ηпр,

где:ηзкп- коэффициент полезного действия закрытой конической передачи редуктора,ηзп=(0,96...0,97) табл. 1.1 [3];

ηзцп- коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической  передачи редуктора, ηзп=(0,97...0,98) табл. 1.1 [3];

ηоп- коэффициент полезного действия открытой цепной передачи,

ηоп=(0,90...0,95) табл. 1.1 [3];

ηм- коэффициент полезного действия муфты, ηм≈ 0,98табл. 5.4 [4];

ηпк- коэффициент полезного действия пары подшипников качения,

ηпк=(0,99...0,995)табл. 1.2 [3];

ηпр- коэффициент учитывающий потери в опорах приводного вала,ηпр= 0,99.

η =0,97*0,98*0,925*0,98*0,99³*0,99=0,828.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Ртр=6,2/0,828=7,49кВт.

По таблице К9 [1] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном=7,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

 

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения об/мин
			синхронная	При номинальном режиме
1 2 3 4	4АМ160S8У3 4АМ132М6У3 4АМ132S4У3 4АМ112М2У3	7,5 7,5 7,5 7,5	750 1000 1500 3000	730 870 1455 2900

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Находим общее передаточное число для каждого варианта:   u=nном/nпр.

 

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода Редуктора Цепной передачи	7,45 6,3 1,18	8,88 6,3 1,4	14,85 6,3 2,36	29,59 6,3 4,7

 

  Анализируя полученные значения  передаточных чисел, приходим к  выводу:

а)четвертый вариант (u=29,59;nном=2900об/мин)не рекомендуется для приводов    общего назначения, так как двигатели с большой частотой вращения (синхронной  3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс;

б) первый вариант (u=7,45; nном=730 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения, так как двигатели с низкими частотами вращения (синхронными  750 об/мин)  весьма металлоёмки;

в) второй вариант (u=8,88; nном=870 об/мин)  не удовлетворяет условиям таблицы 2.3 [1] (передаточное число цепной передачи должно находится в пределах 2…4);

г)третий вариант (u=14,85; nном=1455 об/мин) удовлетворяет условиям таблицы 2.3 [1] по передаточному числу цепной передачи.

    Из рассмотренных четырёх вариантов  выбираем третий, так как он лишь один удовлетворяет условиям таблицы 2.3 [1].

Таким образом, выбираем двигатель4АМ132S4У3 (Рном=7,5 кВт;

nном= 1455 об/мин); передаточное число привода u= 14,85, редуктора uред=6,3, цепной передачи uцп= 2,36.

Согласно рекомендациям таблицы 4.1[5] производим расчет передаточных отношений коническо-цилиндрического редуктора.

Цилиндрическая тихоходная передача:

Uтц = 1.1√Uред = 1.1 √6,3 = 2,8

Принимаем по таблице2,3[1] Uтих = 3.15

Коническая быстроходная передача:

Uбк = Uред / Uтц = 6,3 / 3,15 = 2,0

Принимаем Uбк = 2,0

 

2.2 Кинематический и силовой расчет  привода.

Определяем мощности валов привода:

вал двигателя: Рдв=7,5 кВт;

быстроходный вал редуктора: Р1=Рдв*ηм*ηпк,

                                                   Р1=7,5*0,98*0,99=7,28 кВт;

промежуточный вал редуктора: Р2= Р1*ηзкп*ηпк,

                                                     Р2=7,28*0,97*0,99=6,99 кВт;

тихоходный вал редуктора:Р3=Р2*ηзцп*ηпк,

                                             Р3=6,99*0,98*0,99= 6,78 кВт;

 

вал рабочего органа: Р4=Р3*ηоцп*ηпк,

                                    Р4= 6,78*0,925*0,99=6,2 кВт;

Определяем частоту вращения валов привода:

вал двигателя: n дв=n ном=1455об/мин;

быстроходный вал редуктора: n1=n дв=n ном=1455об/мин;

промежуточный вал редуктора: n2 = n1/ u зкп,

                                                      n2 = 1455 /2 = 727,5об/мин;  

тихоходный вал редуктора: n3= n2/ u зцп,

                                               n3= 727,5/3,15=231об/мин;

вал рабочего органа: n4= n3/ u оцп,

                                    n4= 231/2,36= 98об/мин;

Определяем угловые скорости валов привода:

вал двигателя: ωдв= π*nном/30,

                         ωдв= 3,14*1455/30=152,3рад/сек;

быстроходный вал редуктора: ω1=ωдв = 152,3рад/сек;

промежуточный вал редуктора:ω2  =ω1/uзкп,

                                                       ω2  = 152,3/2=76,15рад/сек;        

тихоходный вал редуктора:ω3= ω2/ uзцп, 

                                              ω3= 76,15/ 3,15=24,2 рад/сек;

вал рабочего органа: ω4= ω3/ uоцп,

                                    ω4= 24,2/2,36=10,2рад/сек.

Определяем вращающие моменты валов привода:      

вал двигателя: Tдв= Рдв/ w дв,

                        Tдв=7,5*10³/ 152,3=49,25 Н/м;

быстроходный вал редуктора:T1= Tдв* ηм*ηпк,

                                                  T1= 49,25*0,98*0,99= 47,8 Н*м;

промежуточный вал редуктора: T2= T1*uзкп*ηзкп*ηпк,

                                                      T2= 47,8*2*0,97*0,99=91,8 Н*м;

тихоходный вал редуктора: T3= T2*uзцп*ηзцп*ηпк,

                                               T3= 91,8*3,15*0,98*0,99=280,6 Н/м;

вал рабочего органа: T4= T2*uоцп*ηоцп*ηпк,

                                    T4= 280,6*2,36*0,925*0,99= 606,4 Н/м.

Полученные значения сводим в таблицу 1.1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

    Таблица 1.1.

 

Тип двигателя:4АМ132S4У3; Рном= 7,5 кВт; nном= 1455 об/мин
Пара-метр	Передача			Па-ра- метр	Вал
	Закр. кони- чес-кая	Закр. цилин- дричес-кая	Отк-рытая цеп-ная		Дви- гате- ля	Редуктора			При- вод-ной
						Быс-тро- ход.	Про- межу- точн.	Ти- хо-ход.
Пере- да- точ-ное число  u	2,0	3,15	2,36	Расч. мощн. Р, кВт	7,5	7,28	6,99	6,78	6,2
				Угло- вая ско- рость ω, 1/с	152,3	152,3	76,15	24,2	10,2
КПД,    η	0,97	0,98	0,925
				Час-тота вращ. n, об/мин	1455	1455	727,5	231	98
				Вра-ща- ющий мо-мент, Т,Н*м	49,25	47,8	91,8	280,6	606,4

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчёт зубчатых передач редуктора.

 

2.1.Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

 

2.1.1. Проектный расчёт.

Для уменьшения габаритов редуктора принимем стали с повышенными механическими характеристиками. По табл. 3.2[1]  и 3.3 [3]  принимаем для

шестерни  сталь  40Х  улучшенную с твёрдостью 269…302  НВ,Dпред=125 мм,

Sпред= 80 мм  и  для  колеса сталь 40Х  улучшенную  с  твёрдостью  235…262  НВ,Dпред= 200  мм, Sпред= 125 мм. Разность средних твердостей НВ1ср-НВ2ср =20...50.

    Определяем среднюю твердость  зубьев шестерни и колеса:

шестерни: (269+302)/2=285,5 НВ;

колеса: (235+262)/2=248,5НВ.

Определяем ресурс привода:

Lh=365*Lг*Кг*24*Кс,

где:Lг-срок службы привода, Lг= 12 лет;

Кг–коэффициент годового использования,Кг = 0,8;

        Кс-коэффициент суточного использования, Кс = 0,6.

Lh=365*12*0,8*24*0,6 =50457,6 часов.

Рабочий ресурс редуктора принимаем Lh= 50 600 часов = 50,6*10³ часов.

Рассчитываем коэффициент долговечности.

Наработка за весь срок службы:                                   

для колеса: N2=573*ω2*Lh,

N2=573*76,15*50,6*10³=2207,9*1000000 циклов,

для шестерни:N1=N2*uзп,

N1=2207,9*1000000*2=4415,8*1000000 циклов.

      Число циклов перемены напряжений  Nно, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [1] интерполированием:

Nно1=22,5*1000000 циклов <N1;Nно2=16,3*1000000 циклов <N2.

      При числе циклов нагружения больше базового (N >NHO), что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1 (стр.51 [1]).

      По табл. 3.1[1] определяем допускаемое  контактное напряжение[σ]но соответствующее числу циклов перемены напряжений Nно.            

[σ]но= (1,8*НВср+67),

[σ]Н = KHL*[σ]но,

[σ]Н1=(1,8*285,5+67)*1,0=580,9 МПа;

[σ]Н2=(1,8*248,5+67)*1,0=514,3 МПа.

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ1ср-НВ2ср =20…50рассчитывают по меньшему значению [σ]Н из полученных для шестерни [σ]Н1и колеса [σ]Н2, т.е. по менее прочным зубьям.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[σ]F= [σ]FO*KFL,

где: KFL- коэффициент долговечности.

       Наработка за весь срок службы: для шестерни N1=4415,8*1000000 циклов,N2=2207,9*1000000 циклов.

 

      Число циклов перемены напряжений  для всех сталей, соответствующее пределу выносливости,NFO=4*1000000.

      При числе циклов нагружения больше базового (N >NFO), что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KFL=1 (стр.51 [1]);

По табл.3.1[1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NFO:

[σ]FO =1,03*НВср.

[σ]F1=1,03*285,5*1,0=294МПа;

[σ]F2=1,03*248,5*1,0=256МПа.

     Так как в курсовом задании  не указано, то принимаем редуктор реверсивным и [σ]F уменьшаем на 25℅.

[σ]F1=294*0,85= 249,9 МПа;

[σ]F2=256*0,85=217,6МПа.

Расчёт модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [σ]F из полученных для шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2, т.е. по менее прочным зубьям.

Так как в задании по курсовому проекту не уточнён тип зубьев цилиндрической  передачи, то принимаем косозубую передачу, что позволит при раздвоенной ступени (представляющих собой разделённый шеврон) равномерно распределить нагрузки между опорами.

Межосевое расстояние определяем по формуле:

aw≥Ка*(u+1)³√ T2*10³/([σ]²Н*u²*ψba)*Кнβ′,

где: Ка - вспомогательный коэффициент.

Для косозубых передач Ка=43 (стр.58 [1]);

ψba=b2/aw- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,4-для косозубых колёс стр.27[3].

u-передаточное число редуктора;

T2-вращающий момент на тихоходном валу редуктора. Так как крутящий момент передаётся  параллельно двумя потоками, то величину момента делим на половину;

[σ]Н- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

Кнβ- коэффициент  неравномерности  нагрузки  по длине  зуба.  Для прирабатывающихся зубьевКнβ =1,0.

aw≥43*(3,15+1)³√280,6*10³/(2*514,3²*3,15²*0,4)*1′=91,2 мм.

Для установки конического колеса с необходимым зазором  между ним и ступенью тихоходного вала принимаем aw= 125 мм.

Определяем модуль зацепления:

m≥2*Кm*T2*10³/(d2*b2*[σ]F2).

      В данной формуле  кроме указанного выше момента  принимаем для раздвоенной передачи  половину из полученной ширины  венца колеса.

Здесь: Кm- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Кm=5,8 (стр.59 [1]);

d2=2*aw*u/(u+1)=2*125*3,15/(3,15+1)=189,75мм- делительный диаметр колеса;

b2=ψba*aw =0,4*125=50мм- ширина венца колеса.

 

 

m≥2*5,8*280,6*10³/(2*189,75*25*217,6)≥ 1,58 мм

Принимаем m=2 мм.