Расчет электродвигателя

Содержание. 
 
 

     Введение          5. 

1. Электродвигатель.        6.

2. Мощности. Частоты вращения. Крутящие моменты. 8.

3. Зубчатая передача редуктора.     9.

4. Проектный расчет валов.       18.

5. Проверка пригодности подшипников.    19.

6. Проверка шпоночного соединения.    .

7. Проверка муфты.        .

8. Выбор смазки.         . 

     Список  литературы.       .  Приложение.         .  

Введение. 

      Привод  состоит: электродвигатель асинхронный  короткозамкнутый; на валу двигателя  устанавливается быстроходный шкив клиноременной передачи, через шкив перебрасывается комплект ремней; Комплект ремней передает движение ведомому шкиву, который закреплен на быстроходном вале редуктора; на тихоходном вале редуктора установлено косозубое цилиндрическое колесо, которое передает движение с помощью муфты упругой втулочно-пальцевидной движение на рабочий орган привода.

      Движение  от электродвигателя через клиноременную  передачу передается на цилиндрический косозубый редуктор и  от него на рабочий орган.  

1. Выбор электродвигателя.

1.1 Потребная мощность двигателя. 

Р_потр  = Р₁ = Р_вых / h_общ, (кВт) 

где Р_вых – мощность на выходном валу привода.  Р_вых = 2.6 кВт       [исх. д.]

h_общ – общий КПД привода,

h_общ = h₁₂ × h₃₄

      h₁₂ = 0.95

      h₃₄  = 0.97                                                                                       [1,т.1.1]

      h_общ = 0.95 × 0.97=0.9215

      Р_потр = 2.6 / 0.9215= 2.8214 кВт 
 

1.2 Потребная частота вращения электродвигателя. 

      n_потр=n₁=n_вых × u ^’_общ, (об/мин)

где n_вых – частота вращения на выходном вале привода, n_вых=120 об/мин, [исх. д.]

u ^’_общ – ориентировочное общее передаточное число привода 

      u ^’_oбщ = u ^’₁₂ × u ^’₃₄ 

      u ^’₁₂ = 2.5

      u ^’₃₄ = 4                          [1,т.1.2]

      u ^’_oбщ = 2.5 × 4= 10

      n_потр = 120 × 10= 1200 об/мин 

1.3 Условия выбора. 

      Р_эд > Р_потр

      n_эд ~ n_потр 

     1. Р_эд = 3 кВт

     условное  обозначение  100 S4

         n_эд  = 1410 об/мин 

      таблица 1.1                              

Геометрические  параметры электродвигателя. 

1.4 Передаточное отношение привода и его ступеней. 

     u _общ = n_эд  / n_вых  =1410 / 120 = 11.75

      u ₁₂ = 2.5

     u ₃₄ = 4.7

     u _{общ. расч.} = u ₁₂ × u ₃₄ =2.5 × 4.7 = 11.75 

     | u _общ.  - u _{общ. расч.} | ×100%   < 5%

                u _общ.   

     0 % < 5 %   -  условие выполняется. 
 

2. Мощность, частоты  вращения, крутящие  моменты на валах  привода. 

2.1 Мощность.

      Р₁ = Р_эд = 3 кВт

      Р₂₃ = Р₁ × h₁₂ =   3 × 0.95   = 2.85 кВт

      Р₄ = Р₁ × h₁₂ × h₃₄ = 3 × 0.95 × 0.98 = 2.7645 кВт 

2.2 частота вращения.

      n₁ = n _эд ;

      n₁ = 1410 об/мин

      n₂₃ = n₁ / u₁₂ = 1410 / 2.5 = 564 об/мин

      n₄ = n₁ / u₁₂ × u₃₄ = 1410 / 11.75 = 120 об/мин 

      w₁ = pn₁ / 30 = 3.14 × 1410 / 30 = 147.6 рад/сек

      w₂₃ = pn₂₃ / 30 = 3.14 ×564 / 30 = 59.1 рад/сек

      w₄ = pn₄ / 30 = 3.14 × 120 / 30 = 12.566 рад/сек 

2.3 Крутящие моменты. 

     Т₁ = Р₁× 10³ / w₁ = 20.3 Н×м

     Т₂₃ = Р₂₃ × 10³/w₂₃  = 48.2 Н×м

     Т₄ = Р₄× 10³ / w₄ = 220 Н×м

      таблица 2.2                              

Мощности, частоты вращения, крутящие моменты. 

3. Расчет зубчатой  цилиндрической передачи  с косыми зубьями.

3.1 Конструктивная схема передачи.

3.2 Исходные данные к расчету зацепления. 

таблица 3.3                              

Исходные  данные. 

3.3 Материалы шестерни и колеса. 

таблица 3.4                              

Материалы шестерни и колеса. 

3.4 Допускаемое напряжение.  

      [s]_H = s_{H lim} × Z_R × Z_V ×Z_N / S_H, 

где s_{H lim}   –  предел выносливости по контактному напряжению,

      s_{H lim}   = 2 Н_НВ +70

s_{H lim1} = 2×285.5 + 70 = 641 Н/ мм²

s_{H lim2} = 2×248.5 + 70 = 567 Н/ мм² 

Z_N – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

      Z_N =

N_HG –  число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

      N_HG = 30НВср^2,4 

      N_HG3= 30 × 285.5^2,4 = 23.4 × 10⁶

      N_HG4= 30 × 248.5^2,4 = 16.82 × 10⁶ 

где Lh = L365К_год24К_сут;

      N_K3 = 60 × 564 × 300 × 7 × 7 = 497.45× 10⁶

      N_K4 = 60 × 564 × 4.7 × 300 × 7 × 7 = 2.34 × 10⁹ 

      Z_N3 =   0.6  → 1

      Z_N4 =   0.44  → 1

Z_R – коэффициент учитывающий влияние шероховатости 

Z_R= Z_R3= Z_R4=0.95 

Z_V – коэффициент учитывающий влияния скорости 

Z_V= Z_V3= Z_V4=1.12 

          [s]_H3 = 641 ×1 × 0.95 × 1.12/ 1.1 = 620.02 МПа;

          [s]_H4 = 567 ×1 × 0.95 × 1.12/ 1.1 = 548.4 МПа. 

Расчет  допускаемых напряжений изгиба зубьев. 

[σ]_Н= √0.5([σ]²_Н3+[σ]²_Н4)

Для расчетов принять  допускаемое напряжение из следующего:  

[σ]_Н= 1.25[σ]_{Н lim}

585.32 = 685.5  – принимаем 585.32 

допускаемые напряжения изгиб

[σ]_Н = s_{F lim}  ×Y_N ×Y_R×Y_A/S_F, 

s_Flim3 = 1,75 × 285.5 = 499.6 МПа;                                                   [1.т.2.3]

s_Flim4 = 1,75 × 248.5 = 434.8 МПа. 

Y_N – коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса:

                                                          Y_N =                                        [1,(2.2)]

где  N_FG – число циклов соответствующее перегибу кривой выносливости

N_FG = 4 × 10⁶  

N_K –число циклов переменны напряжений( определяются так же как при расчете поверхностной прочности)

N_K =14700 

Y_N = 0.51  → 1. 

Y_R – коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности

                                Y_R = Y_R3 = Y_R4 =1.1                                    [1,стр.16] 

Y_А – коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности

                                Y_А = Y_А3 = Y_А4 =1                                    [1,стр.16] 

S_F – коэффициент запаса прочности

S_F  =1.7                                                                                            [1.стр.15] 

[σ]_F3 = 499.6 × 1 × 1.1 × 1/1.7 = 323.2 МПа;

[σ]_F4 = 434.85 × 1× 1.1 × 1/1.7 = 280.82 МПа. 

3.5 Предварительное значение межосевого расстояния.

                                      а ^’₃₄ = К(u₃₄ +1) ,                           [1,стр.17] 

где К –  коэффициент  зависящий от твердости поверхности  зубьев шестерни и колеса

                                                       К =10                                                 [1.стр.17]

а ^’₃₄ =126 мм 

3.6 Окружная скорость зацепления. 

v =

v =1.239 м/с 

3.7 Степень точности зацепления. 

Степ. Точн. = 9 
 

3.8 Межосевое расстояние. 

a₃₄ = К_а(u+1)

, 

где  К_а= 410            [1,стр.18] 

К_Н – коэффициент нагрузки 

К_Н = К_НV К_Нβ К_Нα. 

Коэффициент К_Нv учитывает внутреннюю динамику нагружения, его значения принимаются по таблице в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности , окружной скорости и твердости рабочих поверхностей; К_Нv = 1.02             [1,т.2.6] 

Коэффициент К_Нβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Рассматривают коэффициенты неравномерности в начальный период работы К_Нβ⁰ и после работы К_Нβ . 

К_Нα = 1+( К⁰ _Нβ - 1) К_Нw

[1,т.2.7]

К⁰ _Нβ =1.10

ψ_bd = 0.5 ψ_ba(u+1) 

ψ_ba   – коэффициент   ширины зубьев колеса по межосевому расстоянию

ψ_ba = 0.315

ψ_bd =0.5 × 0.315(4.7+1) = 0.945 

К_Нw = 0.28                        [1,т.2.8] 

К⁰ _Нα –  коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

К⁰ _Нα = 1 + А(n_ст - 5)

А=0.25

К⁰ _Нα =1+0.25(9-5) = 2 → 1.6

К_Нα  = 1 + (1.6 – 1) × 0.28 = 1.168

К_Н = 1.02 × 1 × 1.168= 1.25 

a₃₄ =410 × (4.7+1) × √(48.2 × 1.25)/(0.315 × 4.7 × 585.32²)=114.8 мм. 

принимаем 140 мм.                                                                                 [1,стр.21] 

3.9 Предварительные размеры деталей редуктора. 

Делительный диаметр:

D₄ = 2 a₃₄u₃₄/( u₃₄ + 1)= 2 ×140 ×4.7 / 5.7 = 230.8 мм.

Ширина:

                                   b₄ = ψ_ba a₃₄ = 0.315 ×140 = 44.1 мм.                       [1,т.24.1] 

принимаем 45 мм. 

3.10 Модуль зацепления. 

Модуль максимальный (определяется из условия не подрезания зубьев при изготовлении)

m_max= 2 × a₃₄/ 17(u₃₄+1) 

      m_max= 2 ×140/17×5.7 = 2.889 

Модуль минимальный из условия прочности

m_min =

К_m = 2.8 × 10³  

К_F – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

К_F = К_Fv К_Fβ К_Fα 

К_Fv =1.12               [1.т.2.9]

К_Fβ = 0.18 + 0.82 × К⁰ _Нβ=1.0328

К_Fα= К⁰ _Нα = 1.6 ; К_F= 1.85

m_min= 0.7916

m_ср =1.8403

Рекомендуемое значение модуля принимаем из стандартного ряда

m =1 

3.11 Угол наклона зубьев. 

Минимальный угол наклона. 

β_min = arcsin(4m/ b₄)

β_min = 5.0997 

3.12 Принимаем расчетное значение угла β. 

β _расх = (8…11)

β _расх = 8 

3.13 Суммарное  число зубьев. 

Z_∑ = Z₃+Z₄=2 ×140 ×cos 8/1=277.2

Полученное значение суммы округляется в меньшую  сторону до целого числа – принимаем 277. 

3.14 Уточняем значение угла наклоны. 

β= arccos( Z_∑ ×m/ 2a₃₄)

β= 8.3948 

3.15 Число зубьев шестерни. 

Z₃ = Z_∑ / (u +1) ≥ 17= 277/5.7 = 49 > 17 – условие выполняется. 

Принимаем Z₃ =49 

3.16 Число зубьев колеса. 

Z₄ = Z_∑ – Z₃  = 277 – 49 = 228 

3.17 Проверка контактных напряжений.

s_Н =

≤ [s]_Н.

Z_σ = 8400

s_Н = 8400 × 6.4965/140  = 389.79 МПа 

            s_Н <[s]_H4

           389.79 < 548.4   МПа.