Конструирование электропривода

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 

[ss_H] = (2HB+70)K_HL/[S_H]=(2××210+70)1/1,1=445 МПа

K_HL=1–коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации

      [S_H] = 1,1 коэффициент безопасности  

Допускаемые изгибные напряжения

[ss_F] = 1,8HB/[S_F]

      [S_F] = [S_F]'[S_F]''=1××1,75=1,75–коэффициент безопасности

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

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

      шестерня [ss_F]₁ = 1,8××230/1,75 = 237 МПа

      колесо [ss_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  d_e2 = 360 мм 

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

z₂=z₁u = 20××3 = 60,

      Внешний окружной модуль

m_е = d_e2/z₂ = 360/60 = 6 мм 

Углы делительных конусов

сtgd₁ = u₁ = 3  ®  d₁ = 17^o 36`,

d₂ = 90^o – d₁ = 90^o – 17^o36’ = 72^o 24`.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

= 0,5×6(20² + 60²)^1/2 = 185 мм,

b = yy_bRR_e = 0,285××185 = 46 мм

Внешний и средний  делительный диаметры шестерни

d_е1=m_еz₁= 6××20 =120 мм

    d₁ =2(R_е-0,5b)sindd₁ = 2(185–0,5××52,7)sin17^o36` = 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 yy_bd = b/d₁ = 60/108= 0,56  

Уточняем коэффициент  нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,22××1,05 =1,28

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

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

K_Hv = 1,05 – динамический коэффициент . 

Расчетное контактное напряжение

= 

=412,2 МПа 

    

• Условие ss_Н < [ss_Н] выполняется

 

Силы  действующие в  зацеплении: 

      окружная   

      F_t= 2T₂/d₂ = 2××657××10³/340 = 3864 Н

      радиальная  для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_ttgaa cosdd₁ = 3864tg20^оcos17^o36` = 1339 H

      осевая  для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = F_ttgaa sindd₁ = 3864××tg20^osin17^о36` = 424 H 

Проверка  зубьев по напряжениям  изгиба расчетное  изгибное напряжение

ss_F =F_tK_FY_F/JJbm

JJ=0,85

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

z_v= z/cosdd

при z₁= 20 → z_{v1 =} 20/(cos17º36`)= 21 → Y_{F1 =} 4,05

 при z₂= 60→ z_{v2 =} 60/(cos72º24`) = 64 → Y_{F2 =} 3,6

отношение [ss_F]/Y_F

шестерня      [ss_F]₁/Y_F1 = 237/4,05 = 58,5 МПа

колесо           [ss_F]₂/Y_F2 = 216/3,6 = 60,0 МПа 

т.к. [ss_F]₂/Y_F2 > [ss_F]₁/Y_F1 то расчет ведем по зубьям шестерни.

коэффициент нагрузки

K_F = K_FβK_Fv = 1,3××1,15 = 1,5

K_Fβ = 1,30–коэффициент концентрации нагрузки

К_Fv = 1,15–коэффициент динамичности

ss_F1 = 3864××1,50××4,05/0,85××46××5,4 = 87 МПа 

    

• Условие ss_F1 < [ss_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.