Двигатель асинхронный

Введение

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода:

з= з _зп * з_пк * з _кп,

где з _зп = 0,85 - кпд червячной передачи,

з _пк = 0,99 - кпд подшипников качения ( 2 пары),

з _кп = 0,95 - кпд клиноременной передачи.

з = 0,85. 0,99². 0,95 = 0,79143075.

Определим требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм / з = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

Определим номинальную мощность двигателя:

Р _ном Р_дв , Р_ном = 5,5 кВт.

Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин,

n _ном. = 2880 об/ мин.

2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения выходного вала редуктора:

n_рм = 55 об/мин.

Определим передаточное число привода:

U = n_ном1/n_рм = 2880/55 =52,36.

Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U_зп. U_оп = 20. 2,618

Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм:

Дn_рм= n_{рм *}д /100 = 55*5/ 100 = 2,75 об/мин.

Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n_рм] = n_рм + ? n_рм = 55+2,75 = 57,75 об/мин.

Определим фактическое передаточное число привода:

U_ф= n_ном/[n_рм] = 2880/57,75 = 49,87.

Уточняем передаточные числа:

U_зп=10

U_оп=4,987

3. Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность: Р_дв=5,5 КВт

Быстроходный вал:

Р₁=Р_дв*з_оп*з_пк=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходный вал:

Р₂=Р₁*з_зп*з_пк=5,17275*0,85*0,99=4,3528

Частота вращения и угловая скорость:

Дв n=2880 (об/мин)

Вращающий момент Т, нм:

Дв.

Б 18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м)

Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м)

4. Червячная передача

4.1. Выбор материала червяка

Определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью 45 НRCэ, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х - твердость 45…50HRCэ

_в =900 (Н/мм²), _т =750 ( Н/мм² )

4.2. Выбор материала червячного колеса

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V_s.

V_s.

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

_в =700 (Н/мм² ), _т =460 (Н/мм² )

4.3. Определим допускаемые контактные напряжения _н и изгибные _F напряжения

а) при твердости витков червяка 45HRCэ

_н = (табл. 3.6),[ 2 ]

С=0,97 - коэффициент, учитывающий износ материала

где N - число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы - наработка. (см. 3.1. п. 2а) [2 ]

,

где =6,047

=15*10⁵

^N₂=573*6.047*15*10³=51.973*10⁶ циклов

=185 (н/мм²)

б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

=0,6447

Для нереверсивных передач:

=(0,08*700+0,25*460)*0,6447=

=110,(н/мм²)

Табл. 1

		Дпред		HRCэ
Червяк	Ст.40Х	125	У+ТВY	45…50	900	750
Колесо			Ц		700	460	497,32	110,24

5. Расчет червячной передачи

5.1. Определим главный параметр - межосевое расстояние

а_w=

Принимаем а_w = 100 мм

5.2. Выбираем число витков червяка z₁

z₁ зависит от u_чер

u_чер.=20, следовательно z₁=2

5.3. Определим число зубьев червячного колеса

z₂ = z_1* u_чер.=2*20=40

Z₂=40

5.4. Определим модуль зацепления

m = (1.5…1.7)

Принимаем m = 4

5.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка

q (0.212…0.25)z₂=(0.212…0.25)*40=8.48…10

Принимаем q = 10

5.6. Определим коэффициент смещения инструмента

x = 0,714285

5.7. Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение u от заданного u

5.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния

(мм)

5.9. Определим основные геометрические параметры передачи

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр: d₁=g*m=10*4=40(мм)

начальный диаметр: d_w1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметр вершин витков: d_a1=d₁+2*4=48(мм)

диаметр впадин витков: d_f1=d₁-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительный угол подъема линии витков: =arctg(Z₁/g)= arctg(2/10)=11,3⁰

=11⁰18^!32^!!

длина нарезаемой части червяка:

b₁=(10+5,5*!X!+Z₁)m+c

Так как х=0,714285, то С=0

в₁=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр: d₂=d_w2=m*z₂=4*40=160 (мм)

диаметр вершин зубьев: d_a2=d₂+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168 (мм)

наибольший диаметр колеса: d_ам2?d_a2+6m/(z₁+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметр впадин зубьев: d_f2=d₂-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4 (мм)

ширина венца: b₂=0,355*a_w=0,355*100=35,5 (мм)

b₂=36 (мм)

радиусы закруглений зубьев: R_a=0,5d₁-m=0,5*40-4=16 (мм)

R_f=0,5d₁+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

=103⁰

d^!=d_a1-0,5m=48-0,5*4=46 (мм)

5.10. Частота вращения и угловая скорость

Дв n=2880 (об/мин)

5.11. Вращающий момент Т, нм

Дв.

Б 18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м)

Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м)

6. Нагрузки валов редуктора

Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная:

F_t

F_t

Радиальная:

F_r

Осевая:

F_a1=F_t=8997 (H) F_A=F_t=2138 (H)

Определение консольных сил на выходные концы валов:

F_M

Муфта на быстроходном валу. 800-1-55-1У2 ГОСТ 20884-81(К25)

С= 1542 F_M=C=r=1542*3=4626

Силовая схема нагружения валов редуктора.

Направление витков червяка - правое.

Направление вращения двигателя - правое.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

7.1. Выбор материала валов

Червяк - Сталь 40Х.

Вал - Сталь 45.

7.2. Допускаемое напряжение на кручение

²

7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов

I вал:

d₁=

d₁=30 ( MM)

l₁=(1.2…1.5) *d₁=( 1.2…1.5)*30=36…45

l₁=40 (MM)

d₂=d₁+2t=30+2*2.2=3.4

d₂=35 (MM)

l₂= 1.5d₂=1.5*35=45.5

l₂=45(MM)

d₃=d₂+3.2r=35+3.2*2.5

d₃=45(MM)

l₃=ГРАФИЧЕСКИ

d₄=d₂=35 (MM)

l₄=18.5=T l₄?20(MM)

II вал.

d₁=

d₁?55 (MM)

l₁=(1.0…1.5) d₁=(1.0…1.5)55=55…80

l₁?70(MM)

d₂=d₁+2t=55+2*3=61

d₂?60(MM)

l₂=1.25d₂=1.25*60=75

l₂?80

d₃=d₂+3.2r=60+3.2*3.5=71.2

d₃?70(MM)

l₃ Определяется Графически

d₄=d₂

l₄=T=24?25(MM)

d₅=d₃+3*f=70*3.25=77.5

d₅?80(MM)

l₅-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ ГРАФИЧЕСКИ

7.4. Предварительный выбор подшипников качения

К29 [ 2 ]выбираем

Конические роликовые подшипники типа 7000, так как

а_w 160 мм., средней серии; схема установки - в распор.

I вал - подшипники № 7207

II вал - подшипники № 7212

основные параметры подшипников



	Размеры мм	Подшипники
вал	d1	d2	d3	d4	Типо размеры	d*D*B(T) MM	Динам. Грузоп. Cr , KH	Статич. Групод. Cro, kH
	l1	l2	l3	l4
быстр	30	35	45	35	7507	35*72* 24.5	53	40
	40	45		20
Тихох.	55	60	70	60	7212	60*110*24	72.2	58.4
	70	80		25

7.5. Эскизная компоновка редуктора

X=8…10 Y > 4X= 32…40 R= d_am

S =(0.1…0.2) D =(0.1…0.2)72 =7.2…14.4 (MM) h =

h₁ =

h₂=

a=( T+)

a₁=0.5(24.5+) =18.42 (MM)

a₂=0.5(24+)=21.92 (MM)

8. Расчетная схема валов редуктора

8.1. I вал - определение реакций в подшипниках

ДАНО:

Ft	d1=40 (MM)
Fr	! OM=58 (MM)
Fa=8997(H)	!б=175 (MM)
	Fop=862(H)

Вертик. Плоск.

а. Определяем опорные р-ции

F_r1*

ПРОВЕРКА:

Y=0 R_AY-F_r1+R_BY=0609.3-3275+2665.7=0

Строим эпюру изгибающих моментов

Относительно оси Х :

В характерных сечениях, Н*М: М_Х=0

М_{Х =} R_AY*

M_X 0 M_X =

2.Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции , Н:

R_BX=

R_AX=2216.7 (H)

Проверка:

Х=0 F_OП-R_AX+F_t1-R_BX=0

862-2216.7+2138-783.3=0

Б) Строим эпюру изгиб. моментов относительно

Оси У в характерных сечениях

М_у1=0 М_У2=F_ОП*l_оп=862*0.058=50 Н*М

М_У4=0 М_у3= -R_BX*=-783,3*0,0875=-68,5 ( H*M)

3.Строим эпюру крут. Моментов :

М _к=Мz=

4.Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R_A

R_B=

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*М

М₂=My₂=50 H*M M₃=

9. Проверочный расчет подшипников

9.1. Быстроходный вал

Подшипники установлены в распор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал

Подшипники установлены враспор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование червячного колеса

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованным.

10.2 Конструирование червяка

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений

Шпонки: на конце I вала - 8 7 30

под колесом червячным - 2012 60

на конце II вала - 16 10 60

Расчет шпонки под колесом.

10.4. Крышки подшипниковых узлов

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2…2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм.

10.5 Смазывание

А) смазывание зубчатого зацепления - окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

2-й вал

Дано:

F_t2=8997 (H), F_r2=3275 (H),F_a2=2138(H)

l_T=94 (MM), l_M=149(MM),F_M=6707(H),d₂=160(MM)

10.6 Проверочный расчет подшипников.

10.6.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

выбираем формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

10.6.2. Тихоходный вал

₂=6,0,47 (с^-1) ,F_A2=2138 (H), R₁=15131(H), R₃=13297 (H)

11. Конструктивная компоновка привода

11.1 Выбор соединений колеса

Шпонки: на конце I вала - 8 7 30

под колесом червячным - 2012 60

на конце II вала - 16 10 60

Расчет шпонки под колесом.

,

ГДЕ []см=110…190 ()

F_t2 =8997 (H)

11.2 Крышки подшипниковых узлов

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

d = 35 D=58 h₁ = 10 d =60 D =85 h₁ =10

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2…2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм.

11.3 Форма корпуса

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

=5.8

Принимаем 6 (MM)

Б) диаметр болтов фланцев:

d₁= M14- фундаментный

d₂=M12-крепления корпуса и крышки по бабкам

d₃=M10 -//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам

d₄=M10- крепление торцевых крышек

d₅=M6- крепление крышки смотрового мока

Список использованной литературы

Н.Г. Куклин Детали Машин М.: Высшая школа ,- 1984

А.Е. Шейнблинт Курсовое проектирование Детали Машин М.: Высшая школа,- 1991 г.