Курсовая работа: Выбор и расчет электродвигателя

Введение

Для передачи вращающего момента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин и механизмов применяются редукторы.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валу рабочей машины, поэтому редукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редуктор состоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Передаточное отношение одноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено Umax ≤ 6,3, поэтому для реализации больших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепные или ременные передачи.

Для привода ленточного конвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации. Передача нереверсивная , нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная.

Исходные данные:

Тяговое усилие ленты Fл = 2,07 кН

Скорость ленты Vл = 1,33 м/с

Диаметр приводного барабана Дб = 380 мм

Схема привода

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По таблице 1.1 [1] принимаем:

К.п.д. пары цилиндрических зубчатых колес h1 = 0,98;

К.п.д. пары подшипников качения h3 = 0,99;

К.п.д. открытой цепной передачи h2 = 0,92;

К.п.д. потерь в опорах приводного барабана h4 = 0,99

Общий К.п.д. привода

h = h1 × h22× h3× h4 = 0,98 × 0,992 × 0,92 × 0,99 = 0,87

Мощность на валу барабана

Рб = Vл× Fл = 1.33× 2.07 = 2.75кВт

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

Угловая скорость барабана

рад/с

Частота вращения барабана

об/мин.

По ГОСТ 19523- 81 (таблица п.1) по требуемой мощности Ртр = 3,15 кВт выбираем асинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхронной частотой частотой вращения nc = 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Рдв = 4 кВт и скольжением S = 5,1%.

Номинальная частота вращения двигателя

nдв = 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/мин

Угловая скорость электродвигателя

рад/с

Передаточное отношение привода

Принимаем по ГОСТ 2185-66передаточное отношение редуктора Up = 4, тогда передаточное отношение цепной передачи

Вращающие моменты на валах:

На валу шестерни Н×м

Навалу колеса Т2 = T1 × Up = 31,7× 4 = 126,8 Н×м

Частоты вращения и угловые скорости валов

Вал В	n1 = nдв= 949об/мин	w1 = wдв = 99,3 рад/с
Вал С	об/мин	рад/с
Вал А	n3 = nб = 67 об/мин	n3 = nб = 67 об/мин

2.Расчет зубчатых колес редуктора

По таблице 3.3 [1] выбираем материал зубчатых колес:

для шестерни сталь 45 – термообработка улучшение, твердость НВ 230;

для колеса – сталь 45 – термообработка улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1])

где GНlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения.

По таблице 3.2 [1] для материала колёс: Нlimb = 2НВ + 70.

КHL – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации КHL = 1,0 (стр.33 [1]);

[Sн]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн] = 1,15 (cтр. 33 [1]).

Допускаемые контактные напряжения

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Коэффициент нагрузки, с учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично расположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл=1.25

Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Ψва= в/aw

Для прямозубых колёс Ψва= 0,16 (стр.36)

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле 3.7 [1]

мм,

Принимаем по ГОСТ 2185–66 аw = 180 мм

где Ка = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).

Нормальный модуль зацепления

m = (0,01¸ 0,02) аw = (0,01¸ 0,02) × 180 = (1,8¸ 3,5) мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 3 мм

Определяем суммарное число зубьев колес

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Z2 = ZE –Z1= 120-24 = 96

Уточняем передаточное отношение

Уточняем межосевое расстояние

аw =0,5(Z1 – Z2)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

d1=m·z1= 3·24 = 72мм;

d2=z2·m = 96·3 = 288мм.

Проверка: мм.

диаметры вершин зубьев

da1 = d1 + 2m = 72 + 2 × 3 = 78 мм;

da2 = d2 + 2m = 288 + 2 × 3 = 294 мм.

диаметры впадин зубьев

df1 = d1- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни b1 = b2 + (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колеса и степень точности передачи:

м/с.

При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.

По таблице 3.5 [1] при bd = 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем КНb = 1.05.

По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент КНa =1,09.

По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент КHv = 1,05.

Тогда коэффициент нагрузки КН = КНb × КНa × КНv = 1.05 × 1,09 × 1,05 = 1.20

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]

Мпа < [Н].

Силы действующие в зацеплении:

окружная сила Н

радиальная сила Н,

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]

£ [F].

где коэффициент нагрузки КF = KFb × KFv

По таблице 3.7 [1] при bd = 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент КFb = 1,08

По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент КFv = 1.45

Тогда КF = 1,08· 1,45 =1,57

YF – коэффициент прчности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:

тогда YF1 = 4.09 YF2= 3.61 (страница 42 [1]).

Допускаемые напряжения при изгибе

По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.

для шестерни 0Flimb1 = 1,8 × НВ1 = 1,8 × 230 = 414Мпа;

для колеса 0Flimb2 = 1,81 × НВ2 = 1,8 × 200 = 360 Мпа.

Коэффициент безопасности [SF] = [SF]¢ [SF]''.

По таблице 3.9 [1]: [SF]¢ = 1,75 и [SF]'' = 1,0.

Тогда [SF] = 1,75 × 1,0 = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Производим сравнительную оценку прочности зубьев для чего находим отношение

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса , для которых это отношение меньше.

Мпа < [F2] = 206Мпа.

Вывод: условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T1 = 31,7 H·м; ведомого –Т2 = 126.8 Н·м

3.1 Ведущий вал

Крутящий момент на валу Т1 = 12.5.

Допускаемые напряжения на кручение [tк] = 25 Мпа.

Диаметр выходного конца вала

мм.

Так как ведущий вал редуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры выходных концов валов.

По таблице 2[1] для электродвигателя 4A112М dдв = 32мм.

Тогда dв1 = 0,75 × dдв = 0,75 × 32 =24м (страница 296 [1]);

диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 20мм.

Конструкция ведущего вала

3.2 Ведомый вал:

Крутящий момент на валу Т2 = 50×м. Диаметр выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [tк] = 20 МПа, чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:

мм

Принимаем dв2 = 32, диаметр вала под подшипники dп2 = 35м, под зубчатым колесом dк2 = 40.

Диаметр остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Конструкция ведомого вала

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

Z1 = 24; m = 3мм; dа1 = 78; df1 = 64.5м; b1 = 34.

Колесо кованое, его размеры

d2 = 288; da2 = 294; b2 = 30мм; m = 3мм; Z2 = 96 мм; df2 = 280.5мм,

диаметр ступицы колеса dст2 = 1,6 dк2 = 64мм

длина ступицы колеса lст2 = (1,2¸1,5) dк2 = (1,2¸1,5) × 40 = (48-60)мм

принимаем lст2 = b2 = 50

Толщина обода d0 = (2¸4) m = (2¸4) × 3= (6¸12)мм

принимаем d0 = 10мм.

Толщина диска С = 0,3 × b2 = 0,3 × 30=9мм, принимаем с = 10мм

Диаметр окружности центров в диске

Дотв =0,5 (До + dст2) = 0.5(269+64) = 162мм

Где До = df2 – (2do + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм

Диаметр отверстий в диске колеса

5.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

d = 0,025×aw + 1мм = 0,025 × 180 + 1 = 5,5 мм;

d1 = 0,02×aw +1мм = 0,02 × 180 + 1 = 4,6 мм

принимаем d = d1 = 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

b = b1 = 1,5× d = 1,5 × 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 × d = 2,35 × 8 = 18,8 мм, принимаем p = 20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных: d1 = (0,03¸0,036)×аw + 12 = (0,03¸0,036)×180 + 12 = (17,4¸18,5) мм; принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d2 = (0,7¸0,75)×d1 = (0,7¸0,75)×18 = (12,6¸13,5) мм, принимаем болты с резьбой М12.

соединяющих крышку с корпусом: d3 = (0,5¸0,6)×d1 = (0,5¸0,6)×18 = (9¸10,8) мм; принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу

Т2 = 126,8Н·м

Передаточное отношение определено выше Uц = 3,55.

Число зубьев ведущей звездочки

z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2 × 3,55 = 23,9; принимаем z3 = 24.

Число зубьев ведомой звездочки

z4 = z3×Uц = 24 × 3,55 = 85,2. Принимаем z4 = 85

Фактическое передаточное отношение

что соответствует принятому.

Оклонение Δ =

Допускается ± 3%

Определяем расчетный коэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);

Кэ = Кд×Ка×Кн×Кр×Ксм×Кп = 1×1×1×1,25×1×1,25 = 1,56;

где Кд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

Ка = 1 – коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при ац £ (30÷60)t;

Кн = 1 – коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45°; Кн =1,0

Кр – коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;

Ксм – коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке Ксм = 1,0;

Кп – учитывает продолжительность работы передачи в сутки, при двухсменной работе Кп = 1,25.

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n2 = 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.

Шаг однорядной цепи

мм.