Будь умным!


У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.net

Расчет мощности двигателя

Работа добавлена на сайт samzan.net:


"Расчет мощности двигателя"

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи η3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4= 0,99.

Общий КПД привода η = η1* η22* η3* η4= 0,98*0,992*0,92*0,99 = 0,875.

Мощность на валу барабана

Рб = Fл*vл = 8.15*1.3 =9,78 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

РТР = Р б / η = 9,78 / 0,875 = 11,18 кВт.

Угловая скорость барабана

 ωб = 2 vл / Dб = 2*1,2 / 0,42 = 5,7 рад/с.

Частота вращения барабана

nб = 30 ωб / π = 30*5,7 / 3,14 = 59,6 об/мин.

В табл. П. 1 по требуемой мощности РТР = 11,18 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи зубчатого редуктора ip = (3 – 6) и для цепной передачи iц = (3 – 6), iобщ = ip iц = (9–36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523–81).

Номинальная частота вращения nдв = 1000 – 26 = 974 об/мин, а угловая скорость ωдв = π nдв /30 = 3.14*974 / 30 = 101.5 рад/с.

Проверим общее передаточное отношение: u = ωдв / ωб = 101,5 / 5,7 =17,8, что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 – 81 uр = 5, для цепной передачи uц =17,8 / 5 = 3,5.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вращающие моменты:

на валу шестерни Т1 = РТР / ω1 =11,18*103 / 101,5 = 110,15*103 Нмм.

на валу колеса Т2 = Т1 uр = 550,7*103 Нмм.

Если в задании на курсовое проектирование указан двухступенчатый редуктор, то производится расчёт вращающих моментов для третьего вала и также вводится в таблицу.

Расчёт зубчатых колёс редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: Для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230–260; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200–230.

Допускаемые контактные напряжения:

σH =σHlimbKHL / [SH],

где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) σHlimb= 2НВ + 70;

KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[σH] = 0.45 ([σH1] + [σH2])

для шестерни [σH1] = (2HB1 +70)* KHL / [SH] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;

для колеса [σH2] = (2HB2 +70)* KHL / [SH] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [σH] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено.

Коэффициент KHβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение KHβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

=

=43 (5+1)мм.

где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора u = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–81 aw = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mп = (0,01 – 0,02) aw = (0,01 – 0,02) 200 = 2 – 4 мм; принимаем по ГОСТ 9563 – 80 mn = 2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

=(400+0,985)/15=26,2

Принимаем z1 = 26; тогда z2 = z1u =26*5 = 130.

Уточненное значение угла наклона зубьев

β = 12°50'.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d1=mn z1 / cosβ = 2.5 *26/ 0.975 = 66.66 мм;

d2=mn z2 / cosβ = 2.5*130 / 0.975 = 333.34 мм;

Проверка: aω = 0.5 (d1 + d2) = 0.5 (66.66+333.34) = 200 мм.

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn = 66,66 + 2*2,5 = 71,66 мм;

da2 = d2 + 2mп = 333,34 + 2*2,5 = 338,34 мм;

ширина колеса b2 = Ψba *aω = 0,4*200 = 80 мм;

ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψbd = b1 / d1 = 85 / 66,66 = 1,275.

Окружная скорость колес и степень точности передачи v = 0,5 ω1d1 =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки KH = KH*KHa*KHv

Значения KHβ даны в табл. 3.5; при Ψbd= 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ = 1,155.

По табл. 3.4 при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHa =1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.

Таким образом, KH = 1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.

Проверка контактных напряжений по формуле:

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Ft = 2T1 / d1 = 2*110,15*103 / 66.66 = 3304,8 H;

радиальная Fr = Ft tga / cosβ = 3304,8*tg 200 / cos120 50´ = 1233,7 Н;

осевая Fr = Ft tg β = 3304,8*tg 12°50' = 731,6 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβKFv. По табл 3.7 при \|/м = 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,33. По табл. 3.8, KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент KF = 1,33*1,3 = 1,73; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:

zv1 = z1 / cos3 β;

у шестерни zv1 = 26 / 0.9753 = 28,

у колеса zv2 = 130 / 0.9753 = 140,

YFl = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. с. 42).

Допускаемое напряжение

[σF] = σ0Flimb / [S]

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB < 350 σ0Flimb = 1,8HB.

Для шестерни

σ0Flimb = 1,8*230 = 414 МПа;

для колеса

σ0Flimb =1,8*200 =360 МПа.

[SF] = [SF]'[SF]» – коэффициент безопасности (см. табл. 3.9), где [SF]' = 1,75,

[SF]» = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σF1] = 414 / 1,75= 236,6 МПа;

для колеса [σF1] = 360 / 1,75 =205,7 МПа.

Находим отношения [SF] / YF

для шестерни 236,6 / 3.84 =61,6 МПа,

для колеса 205,7 /3,6 = 57,4 МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и КFa:

Yβ = 1- β 0 / 140 = 1 – 12,8 / 140 = 1 – 0,09 = 0,91.

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εa =1.5 и 8- й степени точности KFa = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

< [σF]

σF2 = 3304,8*1.73*3.6*0.91*0.92 /80*2.5 = 86,16 МПа < [σF] = 205,7 МПа.

Условие прочности выполнено.

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк] = 25 МПа.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dBl. Как правило, принимают dBl = (0,7–1) dдв. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного нами электродвигателя диаметр вала равен 42 мм. Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424 – 75 с расточками полумуфт под dдв = 42 мм и dв1 = 32 мм (рис 12.3). Примем под подшипниками dв1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Предварительный расчёт валов редуктора 2

Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (так приведено в ряде заданий на курсовое проектирование).

В этом случае диаметр вала редуктора рекомендуется принимать равным диаметру вала двигателя.

Ведомый вал: учитывая влияние изгиба от натяжения цепи, принимаем [τк] = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала

Ведомый вал

Принимаем ближайшее из стандартного ряда размеров dв2 = 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем 60 мм, под зубчатым колесом 65 мм.

Диаметры остальных участков назначаем исходя из конструктивных соображений.

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d1 = 66,66 мм; dа1 = 71,66 мм; b1 = 85 мм.

Колесо кованое d2 = 333,34 мм; dа2 = 338,34 мм; b2 = 80 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6dк2 = 1,6*65 = 100 мм; длина ступицы lст = (1,2 – 1,5) dк2 = (1,2 – 1,5)*65 = 78 – 98 мм, принимаем lст = 80 мм.

Толщина обода b0 = (2,5 – 4) mn = (2,5 – 4)*2,5 = 6,25 – 10 мм, принимаем b0 = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3b2 = 0,3*80 = 24 мм.

Толщина стенок корпуса и крышки: b = 0,025а + 1 = 0,024*200 + 1 = 6 мм, принимаем b = 8 мм; b1 = 0,02а + 1 = 0,02*200 + 1 = 5 мм, принимаем b1 = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5b = 1,5*8 = 12 мм; b1 = 1,5b1 = 1,5*8 = 12 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35b = 2,35*8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментальных d1 = (0,03 – 0,036) а + 12 =(0,03 – 0,036) 200 + 12 = 18 – 19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20.

крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7 – 0,75) d1 = 14 – 15 мм, принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5 – 0,6) d1 = 10 – 20 мм; принимаем болты с резьбой М12.




1. Удаленный вызов методом RMI
2. Болезнь желчнокаменная
3. тематических понятий определения которых целесообразно напомнить и пояснить
4. Статья 18. Права потребителя при обнаружении в товаре недостатков 1.html
5. А айналдыру моментін ~л~айту~а ж~не айналу жиілігін т~мендетуге Автомобиль ~оз~алысында кардан топса
6. дипломная работа является одним из видов испытаний итоговой государственной аттестации выпускников заверш
7. Тема 2 Налоги и отчисления включаемые в отпускную цену товаров работ услуг Расчет суммы акцизов Цел
8. .Основи метрології
9. Как клетки общаются между собой
10. реферат дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата філологічних наук Дніп
11. ВОСПРОИЗВОДСТВО ЭКОНОМИКИ
12. Связь с другими дисциплинами
13. Созвездие Лебедь
14. Инвестиционная политика Украины в области охраны природы
15. Становление налоговых систем в государствах Евразийского экономического сообщества
16. EnJoy ФЛП Лерш АА
17. Плазмидные векторы Первые векторы для клонирования фрагментов чужеродной ДНК были получены с использован
18. Открытое первенство Ярославской области по армспорту Место проведения ~ г
19. Разбойники Шиллер Фридрих
20. Налог на имущество юридических лиц