Определение срока службы привода. Выбор электрического двигателя

1 Определение срока службы привода. Выбор электрического двигателя

 

     1.1  Параметры привода электрической лебедки показаны в таблице 1 

Таблица 1 – Параметры рабочего механизма

     Грузоподъемность  лебедки F, кН      1.8
     Скорость  подъема υ, м/с      0.25
     Диаметр барабана D, мм      250
     Угол  наклона ременной передачи θ, град      30
     Допускаемое отношение скорости подъема δ, %      4
     Срок службы привода  Lr, лет      5
 

     1.2 схема рабочего механизма показана на рисунке 1

     

     Рисунок 1 – Схема рабочего механизма 

     1.3 Двигатель (4) передает вращающий момент на открытую клиноременную передачу (3), затем, путем передачи вращающего момента начинает работать червячный редуктор (1), червячный редуктор передает вращение на упругую муфту (2), после чего вращается барабан (5). Рисмскими цифрами отмечены валы соответственно – двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора рабочей машины.

       
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     2 Срок службы приводного устройства

     

     

     2.1 Срок службы приводного устройства Lh,ч вычисляют по формуле 

     Lh=365LrtcLc,      (1)
 

     где Lr – срок службы привода равен 5 годам;

           tc – продолжительность смены, которая равна 8 часам;

           Lc – число смен равно 2. 

     Lh=365*5*8*2=29.2*103       
 
 
 
 
 
 
 
--- 
 
 
 
 
 

     3 Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя

    3.1 Номинальная мощность и кинематическая частота вращения двигателя 

     3.1.1 Требуемая мощность рабочей машины Ррм, кВт вычисляют по формуле 

     Ррм=Fυ,      (2)
 

     где F – тяговая сила;

           υ – это скорость. 

     Ррм=1.8*0.25=0.5 кВт       
     

     

     3.1.2 КПД рабочей части лебеди вычисляют по формуле 

     η=ηзпηопηмηпкηпс,      (3)
 

     где ηзп – КПД закрытой передачи;

           ηоп – КПД открытой передачи;

           ηм – КПД муфты;

           ηпк – КПД подшипников качения;

           ηпс – КПД подшипников скольжения. 

     ʅ=0.85*0.97*0.992*0.99*0.98=0.78       

3.1.3 Мощность двигателя Рдв, кВт вычисляют по формуле 

     Рдв=Ррм/ʅ,      (4)
 

     где Ррм – мощность рабочей машины;

           η – КПД рабочего механизма.

       

     Рдв=0.5/0.78=0.64 кВт       
 

     3.1.4 номинальная мощность двигателя вычисляется по соотношению 

     Pном≥Рдв,      (5)
 

     где Pном – номинальная мощность двигателя;

           Pдв – расчетная мощность двигателя.

     Рном=0.75 кВт       
 

     3.1.5 Выбираем тип двигателя, который подходит для нашего механизма 

 
  • 4АМ90А8У3  nном=700 об/мин. Не берем этот двигатель так как из малых оборотов происходят вибрации;
  • 4АМ80А6У3 nном=915 об/мин. Берем;
  • 4АМ71В4У3 nном=1390 об/мин. Берем;
  • 4АМ63В2У3 nном=2840 об/мин. Не берем так как из-за высоких оборотов происходит нагрев оборудования и самого двигателя, износ увеличивается
 

     3.2 Расчет передаточного числа привода

     

     3.2.1 Определяется отношением номинальной частоты двигателя nном к частоте вращения приводного вала рабочей машины nрм при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой uзп и открытой uоп передач.

     3.2.2 Определить частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм об/мин вычисляют по формуле 

     nрм=(60*1000υ)/( πD),      (6)
 

     где υ – это скорость;

            π – иррациональное число;

            D – диаметр барабана. 

     nрм=(60*1000*0.25)/(3.14*250)=19.1       
 

     3.2.3 Передаточное число привода для всех типов двигателя вычисляется по формуле 

     u= nном / nрм ,      (7)
 

     где nрм – число оборотов барабана;

          nном – номинальное чило оборотов двигателя. 

     u1=1390/19.1=72.77        

     u1=915/19.1=47.91

       
 

     3.2.4 Передаточные числа ступеней привода вычисляют по формуле 

     uоп= u1/ uзп ,      (8)
     

     

     где uоп – передаточное число открытой передачи;

            u1 – передаточное число механизма;

            uзп – передаточное число закрытой передачи. 

     Возьмем постоянное значение передаточного  числа uзп =28 червяка. 

     uоп=72.77/28=26

     uоп=47.91/28=1.71

       
 

     3.2.5 Максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины ∆nрм, об/мин вычисляют по формуле 

     ∆nрм=nрмδ/100,      (9)
 

     где nрм – число оборотов барабана;

           δ – допустимое отношение скорости подъема. 

     ∆nрм=19.1*4/100=0.76, об/мин       
 

       3.2.6 Допускаемая частота вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин вычисляется по формуле 

     [nрм]= nрм±∆nрм ,      (10)
 

     где nрм – число оборотов барабана;

            ∆nрм – максимально допускаемое отклонение вращения приводного вала. 

     [nрм]=19.1+0.76=19.86, об/мин         

     [nрм]=19.1-1.76=18.34, об/мин

       

     

     3.2.7 Фактическое передаточное число привода uф вычисляется по формуле 

     uф=nном/[nрм],      (11)
 

     где nном – номинальное частота вращения двигателя;

            [nрм] – допускаемая частота вращения приводного вала с учетом отклонений. 

     u1фmax1=1390/19.86=69.99           

     u1фmax2=915/19.86=46.07

     u2фmin1=1390/18.34=75.79              

     u2фmin2=915/18.34=49.89

       
 

     3.2.8 Уточнить передаточные числа открытой и закрытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода вычисляется по формуле 

     uоп= uф / uзп ,      (12)
 

     где uоп – передаточное число открытой передачи;

           uф – передаточное число привода;

           uзп – передаточное число закрытой передачи. 

     uопmax1=69.99/28=2.5               

     uопmax2=46.07/28=1.65

     uопmin1=75.79/28=2.71              

     uопmin2=49.89/28=1.78

       
     

     

3.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

     3.3.1 Расчетные данные приведены в таблице 2 

Таблица 2 – Расчетные параметры рабочего механизма

     Тип двигателя Рном=0.75, кВт, nном=1390
     Параметр      Передача      Параметр      Вал
     Закрытая

     (редуктор)

      открытая      Двига-

     теля

      Редуктора      Привод

     рабочей машины

     Быстро-

     ходный

      Тихо-

     ходный

     Переда-

     точное

     число u

     28      2.6      Расчетная

     мощность

     Р, кВт

      0.75      0.72      0.61      0.59
     Угловая

     скорость

     ω, 1/с

     145.6      56      2      2
     КПД

     ʅ

      0.85      0.97      Частота

     вращения 

     n, об/мин

      1390      534.62      19.09      19.09
     Вращающий момент Т, Н*м      5.15      12.86      303.03      294
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     4 Расчет клиноременной передачи

4.1 Проектный расчет 

        4.1.1 Выбираем сечение ремня на открытую передачу механизма. Так как мощность двигателя до 2 КВт, следовательно выбираем ремень со значением 2 КВт с nном=1390 об/мин. В этой клиноременной передаче из справочника (таблица 2.5, диаграмме 5.2) выбираем ремень с нормальным сечением типа «А»

        4.1.2 Определить номинальный допустимый диаметр ведущего шкива dmin (по таблице 5.4 из справочника) в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв, Н/м, и выбранного сечения ремня. Т.к. вращающий момент <30, следовательно ремень меняем на тип «О» и диаметр шкива под ремень такого типа будет dmin=63

        4.1.3 Задаться расчетным диаметром ведущего шкива d1. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы диаметром d1 на 1…2 порядка выше dmin из стандартного ряда. Т.к. диаметр dmin=63, следовательно для увеличения срока службы работы ремня ведущий шкив увеличили до d1=71.

        4.1.4 Определяем диаметр ведомого  шкива d2, мм 

d2=d1∙u∙(1-Ɛ),  
 

        где d1 – диаметр ведущего шкива

               u – передаточное число ременной передачи

               Ɛ – коэффициент скольжения 

d2=71∙2,6∙(1-0,01)=182,75 мм  
 

Значение d2 округляем по справочнику до стандартного числа d2ном=180 мм

4.1.5 Определить  фактическое передаточное число  uф, и проверить его отклонение ∆u от заданного u передаточного числа 

uф= d2/( d1(1-Ɛ)), 

        где d2 – диаметр ведомого шкива

               d1 – диаметр ведущего шкива

               u – передаточное число ременной передачи

               Ɛ – коэффициент скольжения 

∆u=| uф-u|/u∙100%≤3%

uф=180/(71∙(1-0,01))=2,56

∆u=|2,6-2,56|/2.6∙100%=1.54≤3%

  
 

4.1.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм 

а=0,55∙( d1+ d2)+h,  
 

где d1 – диаметр ведущего шкива

      d2 – диаметр ведомого шкива

      h – высота сечения клинового ремня

По справочнику (Таблица К31) h=6 мм 

а=0,55∙(71+180)+6=144,05 мм  
 

4.1.7 Определяем  расчетную длину ремня l, мм 

l=2a+π/2∙( d1+ d2)+( d2- d1)2/4a,  
 

где а – межосевое  расстояние

      π – иррациональное число

      d1 – диаметр ведущего шкива

      d2 - диаметр ведомого шкива 

l=2∙144,05+3,14/2∙( 71+ 180)+( 180- 71)2/4144,05=702,89 мм  
 

Округляем по справочнику (Таблица К31), lном=710 мм

4.1.8 Уточняем  межосевое расстояние по стандартной  длине а, мм 

а=1/8∙(2l-π(d1+ d2)+√((2l-π(d1+ d2))2-8∙(d2- d1)2)),  
 

где l – длина ремня

      π – иррациональное число

      d1 – диаметр ведущего шкива

      d2 – диаметр ведомого шкива 

а=1/8∙(2∙710-3,14∙(71+ 180)+√((2∙710-3,14∙(71+ 180))2-8∙(180- 71)2))=

=147,93 мм

  
 

При монтаже  передачи необходимо обеспечить возможность  уменьшения а, на 0,01∙l для того чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025∙l

4.1.9 Определить  угол обхвата ремнем ведущего  шкива α1, град. 

α1=180-57∙(d2- d1)/а  
 

где d2 – диаметр ведомого шкива

      d1 – диаметр ведущего шкива

      а – межосевое расстояние 

α1=180-57∙(180- 71)/147,93=138 град  
 

4.1.10 Определить  скорость ремня υ, м/с 

υ= π d1n1/(60∙103)≤[υ], 

где π – иррациональное число

      d1 – диаметр ведущего шкива

      n1 – частота вращения открытой передачи 

υ= 3,14∙71∙1390/(60∙103)=5,16 м/с

  
 

Для клиноременных  передач [υ]=25 м/с 

5,16≤25 м/с  
 

4.1.11 Определяем частоту пробегов ремня U, с-1, по формуле 

U=l/ υ≤[U],  
 

где υ – скорость вращения ремня

      [U] – максимальная частота пробегов ремня за секунду 

U=0,71/5,16=0,14 с-1≤30  
 

4.1.12 Определяем  допускаемую мощность передаваемую  одним клиновым ремнем [Pn], КВт 

[Pn]=[P0]CpCαClCz,  
 

где [P0] – допускаемая приводная мощность

       Cp – коэффициент динамической нагрузки и длительной работы

       Cα – коэффициент угла обхвата α

           Cl – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой

           Cz – коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи 

[Pn]=(0,56+(0,95∙0,56)/(10∙5)∙(5,16-5))∙0,7∙0,89∙1∙0,95=0,34 КВт  
 

    4.1.13 Определяем количество клиновых ремней z 

z=Pном/[Pn],  
 

    где Pном – номинальная мощность двигателя

          [Pn] – допускаемая мощность передаваемая одним клиновым ремнем 

z=0,75/0,34=2,21  
 

       Округляем до целого числа в большую сторону, чтобы сохранить износостойкость механизма

       4.1.14 Определяем силу предварительного  натяжения F0, Н по формуле

F0=(850∙ Fном Cl)/(zυCαCp),  
 

       где Fном – номинальная мощность двтгателя

          Cl – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой

             z – число ремней

             υ – скорость вращения клинового  ремня

      Cα – коэффициент угла обхвата α

      Cp – коэффициент динамической нагрузки и длительной работы 

F0=(850∙0,75∙1)/(3∙5,16∙0,89∙0,7)=66,10  
 

       4.1.15 Определяем предварительную окружную силу комплекта клиновых ремней Ft, Н, определяем по формуле 

Ft=(Pном∙103)/ υ,  
 

       где Pном – номинальная мощность двигателя

             υ – скорость вращения ремня 

Ft=(0,75∙103)/5,16=145,35 Н  
 

       4.1.16 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н, определяют по формуле 

F1= F0 + Ft /27

F2= F0 + Ft /27,

  
 

       где F0 – сила натяжения клинового ремня

             Ft – окружная сила комплекта клиновых ремней 

F1= 66,1 + 145,35 /27

F2= 66,1 + 145,35 /27

  
 

       4.1.17 Определяем силу давления ремней на вал Fоп , Н, по формуле 

Fоп=2 F0 z∙sin(α.2),  
 

       где F0 – натяжение ремня

             z – число ремней

              α – угол обхвата ремнем  шкива 

Fоп=2∙66,1∙3∙sin(138/2)=350,5  
 

       4.2 Проверочный расчет  

       4.2.1 Проверить прочность одного клинового ремня по номинальным напряжениям в сечении ведущей ветви σmax, Н/мм2, определяется по формуле 

σmax= σl σи συ≤[σ],  
 

       где σl – напряжение растяжения

             σи – напряжение изгиба

             συ – напряжение от центробежных сил

             [σ] – предел прочности клинового ремня 

σl= F0/A+ Ft/(2zA),  
 

       где F0 – сила натяжения

              А – площадь поперечного сечения ремня

              Ft – окружная сила комплекта клиновых ремней

              z – количество ремней

   

σи=Еиh/d1,  
 

       где Еи – модуль продольной упругости 80…100 мм2

             h – высота клинового ремня

             d1 – диаметр ведущего шкива 

συ=ρυ2∙10-6,  
 

       где ρ – плотность материала ремня 1000…1200 кг/м3

             υ – скорость вращения ремня  

σl= 66,1/47+ 152,68/(2∙3∙47)=1,95

σи=90∙6/71=7,61

συ=1100∙5,162∙10-6=0,03

σmax= 1,95+7,61+0,03=9,59≤10

  

Определение срока службы привода. Выбор электрического двигателя 📙 Курсовая → 🆔 149929

Определение срока службы привода. Выбор электрического двигателя 📙 Курсовая → 🆔 149929

Определение срока службы привода. Выбор электрического двигателя