Министерство образования Российской Федерации.
Санкт-Петербургская Государственная Академия Сервиса и Экономики.
Институт туризма и международных экономических отношений.
по курсу “ основы проектирования и конструирования”
тема:
“РАСЧЁТ ПАРАМЕТРОВ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ”
Выполнила студентка
III курса ИТиМЭО д.о.
№0608.01 гр.318
Руководитель по практическим занятиям:
1. Расчёт силовых и кинематических характеристик привода.
1.1. Определение мощности на приводном валу………………3 стр.
1.2. Выбор электродвигателя………………………………………3 стр.
1.3. Кинематический расчёт привода……………………………4 стр.
2. Расчёт параметров зубчатых колёс.
2.1. Определение механических свойств материалов…………5 стр.
2.2. Расчёт параметров передачи…………………………………7 стр.
3. Конструирование валов редуктора.
3.1. Расчёт диаметров валов……………………………………….9 стр.
3.2. Расчёт шпоночных соединений……………………………..10 стр.
|
Мощность N2, кВт |
Частота вра- щения n2, об/мин. |
Долговечность, час. |
Материал быстроходного вала |
Твёрдость HB (HRC) |
|
15 |
100 |
50000 |
Ст 45 “Н” |
170 |
Исходные данные
1. Расчёт силовых и кинематических характеристик привода.
1.1. Определение мощности на приводном валу.
Привод состоит из редуктора и электродвигателя, соединённых посредством зубчатой муфты. Соединение муфты с валом электродвигателя и быстроходным валом редуктора производится посредством призматических шпонок. Выходной (тихоходный) вал редуктора также имеет шпоночный паз для соединения с последующими ступенями машины и обеспечивающий передачу выходного крутящего момента Т2.
Требуемая мощность двигателя N1 определяется по формуле:
N1=N2/η, где N2 – мощность на приводном (тихоходном) валу;
η – общий к.п.д. привода, равный произведению частных к.п.д. кинематических пар.
η=η1 · η2 · η3 ·…· ηi ·… ηn · η хподш, где n – число зацеплений (n=1); х – число пар подшипников (х=2).
Ориентировочные значения частных к.п.д. ηi приведены в методичке.
Общий к.п.д. редуктора с одним зацеплением точного изготовления и двумя парами качения вычислим на основании значения частных к.п.д., приведённых в методичке:
η = ηзп · η²подш = 0,98 · 0,995 · 0,99² = 0,955
Требуемая мощность двигателя.
N1 = 15/0,955 = 15,7 кВт.
1.2. Выбор электродвигателя.
В общем машиностроении широкое распространение получили асинхронные двигатели трёхфазного тока с короткозамкнутым ротором.
Асинхронные двигатели имеют “жёсткую” механическую характеристику. При этом значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора. Практически принимаем, что в рабочем диапазоне нагрузок (исключая период пуска) частота вращения ротора nдв = const, тогда частота вращения двигателя связана с частотой вращения рабочего органа. Выбор двигателя производят из каталога по номинальной мощности Nдв , при условии, что N1 ≤ Nдв.
Для рассматриваемого примера определим из таблицы, приведённой в методичке, составленной на основании указанного каталога, электродвигатель 4А180М6У3 со следующими характеристиками:
- Nдв = 18,5 кВт;
- синхронная частота вращения nдв = 1000 мин-1;
- диаметр вала ротора dдв = 55 мм;
- кратность максимального момента Ψmax = 2.
Частота вращения ротора двигателя при номинальной нагрузке меньше синхронной частоты и определяется по формуле:
n1 = nдв = nдв· (1-s) = 1000 · (1-0,04) = 960 мин-1.
где s – коэффициент скольжения изменяющийся в пределах 0,04 – 0,06 принимаем равным 0,04.
1.3. Кинематический расчёт привода.
Определим передаточное число редуктора по отношению частот вращения входного и выходного валов
u = n1/n2 = 960/100 = 9,6
Полученное значение лежит в рекомендованных для одноступенчатых передач в пределах (1,6 – 8). По таблице стандартных рядов передаточных отношений редукторов, приведённой в методичке, принимаем ближайшее стандартное значение по СТ СЭВ 229-75 u = 9 и уточняем частоту вращения тихоходного вала редуктора
n2 = n1/u = 960/9= 106,7 мин-1.
При этом угловые скорости вращения валов рассчитаем по формулам:
;
Вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах (с учётом к.п.д.) соответственно:
; 
2. Расчёт параметров зубчатых колёс.
Основной причиной выхода из строя зубчатых колёс является повреждение активных поверхностей зубьев в результате развития усталостного выкрашивания. В расчётах прочности вводят ограничения по контактным напряжениям, допустимые величины которых определяются на основании механических свойств материалов зубчатых колёс.
2.1. Определение механических свойств материалов.
Традиционными материалами, применяемыми для изготовления зубчатых колёс, являются конструкционные углеродистые и легированные стали. В технологическом процессе изготовления зубчатых колёс и валов предполагается термическая обработка заготовок, которая изменяет механические свойства их материалов, в частности, твёрдости поверхности HB или HRS. Так при нормализации (“Н”) или улучшении (“У”) твёрдость заготовки не превышает HB 350, а при закалке “З” и цементации “Ц” или азотировании поверхности достигается большая твёрдость HB>350 (HRS 56-63). При твёрдости HB<350 с целью улучшения условий контактной прочности принимают материал для шестерни (меньшего по диаметру колеса) на 10-30 единиц выше, чем для колеса.
В процессе термической обработки механические свойства материалов, как правило, неравномерны по толщине заготовки и по этой причине для детали в целом они определяются диаметром её заготовки.
По марке материала шестерни приведённой в задании выбираем для шестерни сталь 45 с термообработкой нормализации HB 170 , а для колеса тоже материал сталь 45 с термообработкой нормализации HB 160.
Примем для шестерни диаметр заготовки 100 мм, а для колеса 300 мм. При этом на основании данных таблицы методички принимаем:
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
