2.3.1 Питання проектування електромеха-нічного приводу в цілому. Вибір і визначення основних параметрів електродвигуна

Розглянемо розрахунок і проектування приводу хитного конвеєра.

Склад приводу визначений на кінематичній схемі (рисунок 4.1).

Рисунок 4.1 – Кінематична схема приводу (фронтальна і горизонтальна проекції; на фронтальній проекції циліндрична зубчаста передача, редуктор і електричний двигун умовно не показані)

До складу привода (рисунок 4.1) входять:

1 – електричний двигун;

2 – з’єднувальна муфта;

3 – одноступінчастий циліндричний редуктор;

4 – відкрита циліндрична зубчаста передача;

5 – кривошип;

6 – коромисло (шатун);

7 – лоток конвеєра.

Вихідні дані

1) Тип механізму генератора коливань – кривошипно-повзунний.

2) Радіус кривошипу r = 0,3 м .

3) Відношення радіусу кривошипу до довжини шатуна  = 0,15 .

4) Частота хитання конвеєра n_к = 75 хв^-1 .

5) Момент сил опору на конвеєрі М_о = 210 Нм .

Основне завдання розрахунку

Основним завданням розрахунку електромеха-нічного приводу є отримання креслення загального вигляду редуктора цього приводу. Для цього необхідно виконати наступні розрахунки:

 параметрів кривошипно-повзунного механізму;

 щодо визначення потужності і частоти обертання електродвигуна;

 щодо визначення передатне відношення приводу та його ступенів;

 щодо визначення силових і кінематичних параметрів приводу;

 ті, що відносяться до проектування зубчастих передач (редуктора і відкритої);

 ті, що відносяться до проектування валів і опор.

Крім зазначених розрахунків додатково необхідно виконати ще наступні:

 вибрати та перевірити на міцність шпонкові з’єднання;

 сконструювати корпус редуктора;

 вибрати систему мащення зубчастих передач і опор валів;

 вибрати з’єднальну муфту;

 скомпонувати редуктор у цілому, сформулювати технічні вимоги щодо його складання й експлуатації.

Розрахунок параметрів кривошипно-повзун-ного механізму

Визначаємо наступні параметри механізму.

1) Довжина шатуна:

2) Кутова швидкість кривошипу:

При   0,25

3) Максимальне переміщення повзуна (при  =  і  = 3/2 ):

4) Максимальна швидкість повзуна (при  =  і  = 3/2 ):

5) Максимальне пришвидшення повзуна (при  = 0 і  = ):

6) Передатне відношення u_к кривошипно-повзунного механізму (це відношення кутової швидкості вхідної ланки до кутової швидкості вихідної ланки) і при  = 0,1  0,25 приблизно дорівнює одиниці.

Якщо передатне відношення визначається в напрямку потоку потужності від вхідної до вихідної ланки, то його позначають u₁₂, яке становить:

(4.1)

Визначення потужності і частоти обертання вала електродвигуна

Потужність електродвигуна залежить від необхідної потужності робочої машини (у даному випадку – це хитний конвеєр), а частота обертання приводного валу робочої машини (у даному випадку – це приводний вал кривошипа кривошипно-повзунного механізму конвеєра) з урахуванням можливостей редукування швидкості (з боку передавального механізму приводу: редуктора, відкритої передачі, кривошипно-повзунного механізму).

1) Визначаємо необхідну потужність робочої машини (конвеєра) відповідно до залежності:

(4.2)

де Т – крутний момент, кН;

 – кутова швидкість органу робочої машини, радс^-1; або у відповідності до позначень, що прийняті у вихідних даних:

де М_о = 210 Н – момент сил опору на конвеєрі;

_к – кутова швидкість хитання лотка конвеєра, що визначається з виразу :

де n_к = 75 хв^-1 – частота хитання лотка конвеєра.

Підставивши дані у вираз (4.2), отримаємо:

2) Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу.

Згідно заданої кінематичної схеми (див. рисунок 4.1) до складу приводу входять закрита циліндрична зубчаста передача (редуктор) і відкрита циліндрична зубчаста передача. Тому ККД приводу можна визначити із виразу:

(4.3)

де _р  ККД одноступінчастого циліндричного редуктора;

_в.п. ККД відкритої циліндричної зубчастої передачі;

_п.к.  ККД одної пари підшипників кочення (таблиця 4.1).

Таблиця 4.1 – Значення ККД механічних передач (без урахування втрат у підшипниках), а також умовного ККД одної пари підшипників

Тип передачі або вид підшипникової пари	Закрита	Відкрита
Зубчаста передача циліндричними колесами . . . . . . . . . .	0,960,98	0,930,95
Те ж конічними прямозубими колесами . . . . . . . . . . . . . . .	0,950,97	0,920,94
Черв’ячна передача:
самогальмівна . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,300,40	0,200,30
несамогальмівна при числі заходів черв’яка
z1 = 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,650,70	
z1 = 2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,700,75	
z1 = 3 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,800,85	
z1 = 4 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,850,90	
Ланцюгова передача . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,950,97	0,900,93
Фрикційна передача . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,900,96	0,700,80
Пасова передача		0,950,96
Одна пара підшипників котіння . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,990,995
Одна пара підшипників ковзання в залежності від умов мащення . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,980,99
Муфта з’єднувальна . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .	0,98

Приймаємо: _р = 0,96; _в.п. = 0,93; _п.к. = 0,99.

Тоді  = 0,96  0,93  0,99  0,99 = 0,875.

3) Визначаємо необхідну потужність електро-двигуна із виразу:

4) Визначаємо номінальну потужність електро-двигуна Р_ном при умові, що

Р_ном  Р_дв .

Р_ном встановлюємо за каталогом електродвигунів (таблиця 4.2) шляхом вибирання типу двигуна і його основні параметри: номінальну потужність Р_ном і номінальну частоту обертання n_ном .

Для встановлення на конвеєрі вибираємо електродвигун асинхронний короткозамкнений серії 4А загальнопромислового застосування типу 4АМ90LAY3 з наступними параметрами:

Р_ном = 2,2 кВт  Р_дв = 1,9 кВт;

n_ном = 1425 хв^-1 .

Таблиця 4.2 – Двигуни асинхронні короткозамкнені трифазні серії 4А

Загальнопромислового призначення; закриті; з обдувом. Технічні дані

Тип електродвигуна	Номі-нальна потужн., Р, кВт	Частота обер-тання, nном , хв-1	Діа-метр вала, d, мм	Тип електродвигуна	Номі-нальна потужн., Р, кВт	Частота обер-тання, nном , хв-1	Діа-метр вала, d, мм
3000 хв-1 (синхронна)				1500 хв-1 (синхронна)
4AM71B2Y3	1,1	2810	18	4AM80A4Y3	1,1	1420	18
4AM80A2Y3	1,5	2850	22	4AM80B4Y3	1,5	1415	22
4AM80B2Y3	2,2	2850	22	4AM90L4Y3	2,2	1425	22
4AM90L2Y	3,0	2840	28	4AM100S4Y3	3,0	1435	28
4AM100S2Y3	4,0	2880	28	4AM100L4Y3	4,0	1430	28
4AM100L2Y3	5,5	2880	32	4FM112M4Y3	5,5	1445	32
4FM112M2Y3	7,5	2900	32	4FM132S4Y3	7,5	1455	32
1000 хв-1 (синхронна)				750 хв-1 (синхронна)
4AM80B6Y3	1,1	920	18	4FM90LB8Y3	1,1	700	18
4AM90L6Y3	1,5	935	22	4AM100L8Y3	1,5	700	22
4AM100L6Y3	2,2	950	22	4AM112MA8Y3	2,2	700	22
4AM112MA6Y3	3,0	955	28	4AM112MB8Y3	3,0	700	28
4AM112MB6Y3	4,0	950	28	4AM132S8Y3	4,0	720	28
4AM132S6Y3	5,5	965	32	4AM132M8Y3	5,5	720	32
4FM132M6Y3	7,5	870	32	4AM160S8Y3	7,5	730	32

Номінальна частота обертання вала двигуна – це розрахункова (фактична, асинхронна) частота обер-тання із врахуванням ковзання; її величина 1425 хв^-1 при синхронній 1500 хв^-1 частоті обертання вибрана із міркування достатньої компактності і прийнятності маси двигуна, а також можливості гасити його швидкість до необхідної величини шляхом двох циліндричних зубчастих передач – редуктора і відкритої (при передатному відношенні кривошипно-повзунного механізму, що дорівнює одиниці).

5) Визначаємо передатне відношення приводу та його ступенів.

Передатне відношення приводу визначається з виразу (4.1), а саме:

Визначаємо передатне відношення ступенів приводу, виходячи з того, що загальне передатне відношення приводу дорівнює добутку передатних відношень окремих його ступенів , тобто:

(4.4)

де u_p і u_в.п.– передатні відношення одноступінчастого циліндричного зубчастого редуктора і наступної за ним відкритої зубчастої циліндричної передачі.

Стандарти (ГОСТ 2185-66 ) передбачають конкретні значення максимальних передатних відношень для кожної ступені циліндричної зубчатої передачі (таблиця 4.3).

Таблиця 4.3 – Передатні відношення u_н кожної ступені циліндричної зубчастої передачі

1-й ряд	1,0	1,25	1,6	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	6,3	8.0
2-й ряд	1,12	1,4	1,8	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1	9,0

При виборі перший ряд значень має перевагу перед другим.

Указані значення передатних відношень є номінальними. Фактичні значення передатного відношення u_ф після вибору числа зубців z₁ і z₂ не повинно відрізнятися від номінального більш, чим на 2,5% при u_ф  4,5 і 5%  при u_ф  4,5 .

Виходячи із величини передатного відношення приводу u_пр = 19, приймаємо з таблиці 4.3 передатне відношення одноступінчастого циліндричного зубчастого редуктора u_p = 6,3. Тоді передатне відношення відкритої зубчастої циліндричної передачі буде мати значення:

За стандартом (таблиця 4.3) найбільше ближче значення передатного відношення зубчастої циліндричної передачі дорівнює 3,15. Приймаємо u_в.п. = 3,15 (відхилення його від розрахункового складає 4,65%).

Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Силові параметри (потужність і крутний момент) і кінематичні параметри (частота обертання і кутова швидкість) приводу розраховують для кожного з валів, виходячи з необхідної (розрахункової) потужності двигуна Р_дв і номінальної частоти обертання його вала n_ном при усталеному режимі.

При визначенні потужності, яка передається кожним валом, що входить до складу приводу, враховують ККД для передач різних типів і одної пари підшипників, на які опирається вал. Тертя в опорах знижує величину потужності, що використовується, і враховується введенням умовного ККД підшипників (таблиця 4.1).

Дані розрахунку представлені у таблиці 4.4.

Таблиця 4.4 – Силові і кінематичні параметри розрахунку валів приводу

Параметр	Вал	Послідовність з’єднання елементів приводу за кінематичною схемою
		Двигун – муфта – редуктор – відкрита передача – робоча машина
Потужність, Р, кВт	двигуна	Рдв = 1,9
	бистрохідний	Р1 = Рдвм п.к. = 1,9  0,98  0,99 = 1,84
	тихохідний	Р2 = Р1рп.к. = 1,84  0,96  0,99 = 1,75
	робочої машини	Pр.м.= Р2 в.п.п.к.= 1,750,930,99 =1,61
Частота обертання, n, хв-1 і кутова швидкість, , радс-1	двигуна	nном = 1425;
	бистрохідний	nном = 1425; 1 = 149,15 .
	тихохідний	; .
	робочої машини	;

Продовження таблиці 4.4

Параметр	Вал	Послідовність з’єднання елементів приводу за кінематичною схемою
		Двигун – муфта – редуктор – відкрита передача – робоча машина
Крутний момент Т, Нм	двигуна
	бистрохідний
	тихохідний
	робочої машини

Вибір матеріалу і визначення допускних напруг зубчастих передач

Зубчасті колеса виготовляють зі сталі, чавуну та неметалевих матеріалів. Основними із них є сталі, які допускають зміцнювальну термічну або хіміко-термічну обробку. Сталеві зубчасті колеса забезпечують високу тримкість та довговічність зубчастої передачі.

Для виготовлення зубчастих коліс найбільше застосування мають вуглецеві сталі Ст5, Ст6, якісні вуглецеві сталі 35, 35Л, 40Л, 40, 45, 50, сталі з підвищеним вмістом марганцю 40Г2, 50Г, леговані сталі 40Х, 40ХН, 40ХНМА, 35ХГСА.

Останнім часом у малонавантажених передачах широко засто­совують зубчасті колеса з неметалевих матеріалів. Такі колеса ви­готовляють із шаруватих пластиків, текстоліту або поліамідів (ка­прон, нейлон). Вони здебільшого працюють у парі із сталевими зу­бчастими колесами. Передачі з пластмасовими колесами мало чут­ливі до неточностей виготовлення та монтажу, добре припрацьо­вуються, створюють менший шум, але поступаються металевим колесам за тримкістю та довговічністю. Поліамідні колеса стійкі при роботі в агресивному корозійному середовищі.

В умовах індивідуального і мілкосерійного виробництва в мало- і середньо навантажених передачах, а також у передачах з великими колесами (відкриті передачі) застосовують сталі з твердістю до 350 НВ (за Бринелем). При цьому забезпечується чистове нарізання зубців після термообробки, висока точність виготовлення і добра припрацьованість зубців.

Для рівномірного зношення зубців і кращої їх припрацьованості твердість шестірні (1) призначають більшою, ніж твердість колеса (2), тобто НВ₁  350, а НВ₂  350, причому для передач у приводах малої і середньої потужності (до 5,5 кВт) ця різниця складає:

НВ₁ – НВ₂ = 30  50.

Для матеріалу шестірні приймаємо середньовуглецеву леговану сталь марки 40Х, а для колеса – середньовуглецеву сталь марки 45, а в якості термообробки – поліпшення, при цьому НВ₁ = 300, а НВ₂ = 250.

Визначення допускних контактних напруг

Для циліндричних передач з прямими зубцями у приводах малої і середньої потужності в межах від 2 кВт до 5 кВт відповідно існує залежність для визначення допускних контактних напруг []_н для сталей марок 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ з термообробкою  поліпшення:

[]_н = 1,8 НВ + 67 .

Отже для шестірні і колеса редуктора, що проектується, допускні контактні напруги будуть мати значення:

[]_н1 = 1,8  300 + 67 = 607 Н  мм^-2 ;

[]_н2 = 1,8  250 + 67 = 517 Н  мм^-2 .

Визначення допускних напруг на згин []_г

Для вищезазначених умов використовують наступну залежність:

[]_F = 1,03 НВ ,

тобто

[]_F1 = 1,03  300 = 309 Н  мм^-2 ;

[]_F2 = 1,03  250 = 257,5 Н  мм^-2 .