Реферат: Конструирование электропривода 2

Схема привода

Привод состоит :

1- Электродвигатель

2- Ременная передача

3- Редуктор конический одноступенчатый

4- Муфта

5- Барабан конвейера

Исходные данные:

Задание 3, вариант 6

Усилие натяжения P- 6500 Н

Скорость движения V- 0,7м/с

Диаметр барабана D- 180 мм

1.Кинематический и силовой анализ механизма привода .

Мощность электродвигателя определяем по формуле

N_дв = ψ ·Р·V/ η_пр

где η_пр – КПД привода

ψ – коэффициент запаса, принимаем равным 1.05,

η_пр = η_рп · η_зп · η_п

где η_рп = 0,9 – КПД ременной передачи по [1]

η_шп = 0,96 – КПД зубчатой передачи, [1].

η_п = 0,99ⁿ – КПД подшипников, где n- число пар подшипников.

На схеме 3 пары, т.е.:

η_п = 0,99³ = 0,97

тогда:

η_пр = 0,9 · 0,96 · 0,97 = 0,83

Мощность электродвигателя

N_дв = 1,05 ·6500·0,7/ 0,83 = 5756 Вт =5,7 кВт

По [2] принимаем трехфазный двигатель серии А4

4A132M8 (ГОСТ 20459-87)

N_дв = 7,5 кВт; n_дв = 750 об/мин

Определяем передаточное число привода:

Угловая скорость барабана

ω_б =2V/D = 2·0,7/0,18 = 7,4 рад/с

Вал двигателя

ω_дв = π n / 30 = 3,14 · 750 / 30 = 78.5 рад/с

Передаточное число привода

u_пр = ω_дв / ω_б = 78,5/7,4 = 10,6

В свою очередь передаточное число привода можно выразить как

u_пр = u_рп · u_зп ,

где

u_рп - передаточное число ременной передачи

u_зп - передаточное число зубчатой передачи редуктора

По [1] таб1,1 принимаем u_зп = 3 тогда

u_рп = u_пр /u_зп = 10,6/3 = 3,53

Угловая скорость валов привода

Вал двигателя

ω_дв = π · n / 30 = 3,14·750 / 30 = 78.5 рад/с

Входной вал редуктора

ω_вх = ω_дв / u_рп =78,5 / 3,53 =22,2 рад/с

Выходной вал редуктора (соединен с валом барабана)

ω_вых = ω_вх / u_шп =22,2 / 3 =7,4 рад/с

Моменты на валах привода

М₁ = N_п / ω_дв = 5756 / 78,5 = 73 Нм

Входной вал редуктора

М_вх = М₁ · η_рп · η_п · u_рп = 73 · 0,9 · 0,99 · 3,53 = 230 Нм

Выходной вал редуктора

М_вых = М_вх · η_зп · η_п · u_зп = 230 · 0,96 · 0,99 · 3 = 657 Нм

2. Определение параметров зубчатого зацепления.

Выбор материалов зубчатых колес

Принимаем сталь 45;

шестерня – термообработка улучшение: HB230

колесо – термообработка нормализация: HB210.

Допускаемые контактные напряжения

[H] = (2HB+70)KHL/[SH]=(2210+70)1/1,1=445 МПа

KHL=1–коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации

[SH] = 1,1 коэффициент безопасности

Допускаемые изгибные напряжения

[F] = 1,8HB/[SF]

[SF] = [SF]'[SF]''=11,75=1,75–коэффициент безопасности

[SF]'=1,75-коэффициент нестабильности свойств материала

[SF]''=1- коэффициент способа получения заготовки

шестерня [F]1 = 1,8230/1,75 = 237 МПа

колесо [F]2 = 1,8210/1,75 = 216 МПа

Внешний делительный диаметр колеса

,

где K_d = 99,0 – для прямозубых передач

y_bR = 0,285 – коэффициент ширины венца

K_HB = 1,3 – при консольном расположении колес .

= 356,2 мм

Принимаем по ГОСТ 12289–766 de2 = 360 мм

Принимаем число зубьев шестерни z1=20, тогда число зубьев колеса

z2=z1u = 203 = 60,

Внешний окружной модуль

mе = de2/z2 = 360/60 = 6 мм

Углы делительных конусов

сtgd₁ = u₁ = 3 ®d₁ = 17^o 36`,

d₂ = 90^o – d₁ = 90^o – 17^o 36’ = 72^o 24`.

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b

= 0,5×6(20² + 60² )^1/2 = 185 мм,

b = bRRe = 0,285185 = 46 мм

Внешний и средний делительный диаметры шестерни

dе1=mеz1= 620 =120 мм

d1 =2(Rе-0,5b)sin1 = 2(185–0,552,7)sin17o36` = 108 мм.

Средний окружной модуль

m = d1/z1 =108/20 = 5,4 мм

Средний делительный диаметр колеса

d2 = mz2 = 5,46 = 340 мм

Коэффициент ширины шестерни bd = b/d1 = 60/108= 0,56

Уточняем коэффициент нагрузки

KH = KHαKHβKHv =1,221,05 =1,28

KHα= 1,0–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

KHβ = 1,22–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

KHv = 1,05 – динамический коэффициент .

Расчетное контактное напряжение

=

=412,2 МПа

·Условие Н < [Н] выполняется

Силы действующие в зацеплении:

окружная

Ft= 2T2/d2 = 2657103/340 = 3864 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

Fr1 =Fa2 = Fttgcos1 = 3864tg20оcos17o36` = 1339 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

Fa1= Fr2 = Fttg sin1 = 3864tg20osin17о36` = 424 H

Проверка зубьев по напряжениям изгиба расчетное изгибное напряжение

F =FtKFYF/bm

=0,85

Y–коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

zv= z/cos

при z1= 20 → z_v 1 = 20/(cos17º36`)= 21 → YF1 = 4,05

при z2= 60→ zv2 = 60/(cos72º24`) = 64 → YF2 = 3,6

отношение [F]/YF

шестерня [F]1/YF1 = 237/4,05 = 58,5 МПа

колесо [F]2/YF2 = 216/3,6 = 60,0 МПа

т.к. [F]2/YF2 > [F]1/YF1 то расчет ведем по зубьям шестерни.

коэффициент нагрузки

KF = KFβKFv = 1,31,15 = 1,5

KFβ = 1,30–коэффициент концентрации нагрузки

КFv = 1,15–коэффициент динамичности

F1 = 38641,504,05/0,85465,4 = 87 МПа

·Условие F1 < [F]1 выполняется

3. Предварительный расчет валов.

Предварительный расчет валов проводится по формуле:

d = ;

где М – момент на валу,

[τ]_кр – допускаемое напряжение при кручении ≈ 20 МПа для стальных валов [2] стр. 284.

а) Входной вал редуктора

М₂ = 230 Н×м

Тогда:

d_вх = = 38,3 мм.

Принимаем стандартное значение d = 40 мм.

б) Выходной вал редуктора:

М_вых = 657 Н×м

d_вых = = 57.2 мм.

Принимаем стандартное значение d = 60 мм.

Стандартное значение соответствует диаметру внутренней поверхности подшипника. По этому размеру из [1] стр. 84 принимаем подшипники.

для Æ 40 –67208 ГОСТ 833-75

для Æ 60 – 67212 ГОСТ 833-75

4. Расчет шпонки.

Шпонка используется для установки колеса на тихоходный вал редуктора. Используем призматическую шпонку ГОСТ 23360-78.

Площадь сечения шпонки b´h выбираем по ГОСТу. Она задается по диаметру вала. Длина шпонки l рассчитывается по формуле.

Для Æ 65 (диаметр вала в месте установки колеса) b´h = 18 ´ 11 мм.

t = 5,5 мм – глубина шпоночного паза на валу.

b –ширина шпонки

h – высота шпонки

Длина шпонки:

l =

[s]_см = 100 МПа – допускаемое напряжение на смятие, для стальных валов и ступиц.

l = = 67.4 мм

принимаем стандартную шпонку 18´ 11 ´ 70 мм.

5. Расчет толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки литого корпуса редуктора может быть определена по формуле:

S =

где М – момент на тихоходном валу редуктора

S =

Принимаем S = 7 мм

Список литературы:

1. Воробьев Ю.В., Кавергин А.Д. Детали машин. – Тамбов, ТГТУ, 2004.

2. Чернелевский Д.В. и др. Детали машин.

Учебник, под. ред. Бородина Н.А. – М.: Машиностроение, 1983.