Привод электродвигателя

Министерство образовании Республики Беларусь

Учреждение образования : “Белорусский государственный технологический университет”

Кафедра ДМ и ПТУ

Пояснительная записка

К курсовому проекту по курсу прикладная механика

Раздел детали машин

Тема: привод электродвигателя

Разработал: студент

Факультета ТОВ 3к. 3 гр.

Кардаш А. В.

Проверил: Царук Ф.Ф.

Минск 2002

РЕФЕРАТ

РЕДУКТОР, ПРИВОД, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ВАЛ-ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО, СМАЗКА, ПОДШИПНИК, ВАЛ, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ШЕСТЕРНЯ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, ШКИВ.

В данной расчетно-пояснительной записке приведен кинематический расчет многоступенчатого привода, включающего в себя электродвигатель, ременную, цилиндрический редуктор и открытую зубчатую передачи. Выполнен также прочностной расчет цилиндрической и зубчатой передачи, произведен подбор подшипников входного и выходного валов закрытой передачи. Выполнен подбор смазки редуктора. Рассчитаны напряжения, возникающие в опорах выходного вала, а также крутящие и изгибающие моменты на данном валу, приведены их эпюры.

Записка содержит:

14 таблиц;
11 рисунков;
2 приложения;
55 листов.

СОДЕРЖАНИЕ

РЕФЕРАТ 2

ВВЕДЕНИЕ 3

1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ПРИВОДА 5

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 6

3. Расчет открытых передач 10

4. Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора) 20

NН01 = 25∙106 циклов; 21

NН02 = 25∙106 циклов. 21

. 26

. 27

YF1 = 3,88 и YF2 = 3,62; 27

5. Предварительный расчет валов и выбор стандартных изделий (подшипники, крышки, уплотнения). 29

6. Расчет основных элементов корпуса 34

7. Проверочные расчеты 38

8. СМАЗКА РЕДУКТОРА 50

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 53

приложение1.............................…………………………………………………………………....50

приложение2……………………………………………………………………….…………...……51

ВВЕДЕНИЕ

В химической технологии органических материалов широко используются многоступенчатые приводы, которые могут в себя включать ременную, червячную, цепную, зубчатую и др. передачи.

Ременные передачи обладают следующими достоинствами:

простота конструкции;
плавность и бесшумность работы;
невысокие требования к точности расположения деталей передачи;
предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.

Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками. Это:

большие габариты;
непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву;
большая нагрузка на валы и опоры;
низкая долговечность ремней.

Передаваемая мощность – обычно не более 50 кВт, передаточное число – до 6.

Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств:

постоянству передаточного числа;
отсутствию проскальзывания;
большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе;
большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения;
сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры;
высокому КПД, простоте обслуживания и ухода;

К недостаткам зубчатых передач можно отнести:

высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач;
необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор;
шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации;
имеет низкую демпфирующую способность.

1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ПРИВОДА

Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель 4А160М8. На валу двигателя установлен ведущий шкив клиноременной передачи, посредством которой вращение передается на ведомый шкив, установленный на входном валу (червяке) червячного редуктора. Ременная передача имеет передаточное число u_РП = 2.6. Ременные передачи обладают следующими достоинствами: простота конструкции; плавность и бесшумность работы; невысокие требования к точности расположения деталей передачи; предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву. Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками: большие габариты; непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву; большая нагрузка на валы и опоры; низкая долговечность ремней.

Цилиндрический редуктор служит для увеличения вращающего момента посредством уменьшения угловой скорости вращения и имеет передаточное число u_ЧП = 2.5. К достоинствам косозубых цилиндрических передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; повышенная кинематическая точность, что особенно важно для делительных устройств, высокий КПД, небольшие нагрузки на опоры и валы .

Существенный недостаток, обусловленный геометрией зубьев, – возникновение осевых сил, а также дороговизна и сложность изготовления колёс

Далее вращающий момент передается на шестерню цилиндрической прямозубой передачи, имеющей передаточное число u_ЗП = 2.5. На данном участке привода также происходит увеличение крутящего момента, и на валу зубчатого колеса получаем мощность 9 кВт при угловой скорости 4.7 с^-1.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Кинематическая схема привода и номера валов

Рис. 1

2.1. Выбор электродвигателя

КПД привода определяется по формуле

где КПД отдельных кинематических пар (ременной, цилиндрической, зубчатой передач, подшипников). Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1].

Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь,

возникающих в приводе:

Ориентировочное значение общего передаточного числа привода

где ориентировочные значения передаточных чисел передач привода (выбирают как средние значения из рекомендуемого диапазона для соответствующих передач) [1].

Ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя

где угловая скорость на ведомом (тихоходном) валу, с^-1.

Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя

Выбираем электродвигатель с мощностью и действительной частотой вращения п_ДВ близкой к значению п_ДВ.ОР [1].

Выбранный двигатель – 4А160М8.

В дальнейшем расчет ведется по и выбранной .

2.2. Кинематический расчет привода

Угловая скорость вала электродвигателя

Общее передаточное число привода:

Производим разбивку U_O по отдельным ступеням привода

где передаточные числа отдельных ступеней.

Определяем угловые скорости валов привода (рис. 1):

Определяем частоты вращения валов привода:

Определяем мощности на валах привода:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

Результаты расчета сводим в табл. 1.

Таблица 1

Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.

№ вала	Мощность Р, кВт	Угловая скорость ω, с^-1	Частота вращения п, мин^-1	Крутящий момент Т, Нм
Двигатель	10,59	76,4	2900	139
1	10,59	76,4	730	139
2	10,1	29,4	280	342
3	9.65	11,7	112.3	821
4	9.0	4,7	44.9	1900

3. Расчет открытых передач

3.1. Расчет клиноременной передачи

Основными критериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости. Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Расчет на долговечность ремня выполняется как проверочный.

Промышленностью серийно выпускаются клиновые и поликлиновые приводные ремни: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности, эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малой стоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому ниже приводится проектировочный расчет применительно к прорезиненным ремням. Расчет выполняется в следующей последовательности:

Выбираем сечение ремня. (рис. 2).

Схема ременной передачи

Рис. 2

Выбор сечения ремня производим по номограмме [3] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р₁=Р_ном=10.6 кВт и его частоты вращения n₁=n_ном=730 об/мин. Таким образом, выбираем сечение УА .

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d₁_min, мм, в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Т_дв, Н·м, и выбранного сечения ремня.

Т_дв = 139 Н·м,

d₁_min = 63 мм.

Принимаем расчетный диаметр ведущего шкива d₁= 140 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d₂:

d₂ = d₁^*u(1 – ε),

где u = 2,6 – передаточное число клиноременной передачи;

ε = 0,015– коэффициент скольжения.

d₂ = 140·2,6(1 – 0,015) =358 мм.

Значение d₂ округляем до стандартного и принимаем равным 355 мм.

2. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

3. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

а ≥ 0,55(d₁ + d₂) + h(H),

где h(H) = 8 – высота сечения поликлинового ремня .

а = 280 мм.

4. Определяем расчетную длину ремня l, мм:

Значение l округляем до стандартного и принимаем равным 1400 мм.

5. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

6. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁, град:

Угол α₁≥ 120є.

7. Определяем скорость ремня v, м/с:

где d₁ – диаметр ведущего шкива, мм;

n₁ – частота вращения ведущего шкива, об/мин;

[v] = 40 м/с – допускаемая скорость.

v = 5,35 м/с.

8. Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

U = v/l ≤ [U],

где [U] = 30 с^-1 – допускаемая частота пробегов.

U = 3.8 с^-1≤ [U], что гарантирует срок службы – 1000…5000 ч.

9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [P_п], кВт:

[P_п] = [P₀]С_р С_α С_l C_Z= 1.849 кВт,

где [P₀] = 2.7 кВт – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем , кВт, которую выбираем в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива; С_р = 0,9, С_α = 0,89, С_l = 0,95, C_Z=0,90– поправочные коэффициенты.

10. Определяем количество клиньев поликлинового ремня z:

z = P_ном/[P_п] = 6