Техническое задание на проектирование

ЧГУ.Д.ПД.280700.620000.ПЗ

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Лист

 

Техническое задание  на проектирование

 

Спроектировать привод к  машинному агрегату, состоящий из соединительной упругой втулочно-пальцевой муфты 4, редуктора 3, клиноременной передачи 2 и электродвигателя 1 (рис. 1).

 

Рисунок 1 - Схема привода

 

Исходные данные на проектирование приведены в таблице 1.

 

Таблица 1

Исходные данные

 

Мощность на приводном  валу	N,	кВт	7,7
Частота вращения приводного вала	n	об/мин	280
Срок службы привода	Lг	час	9000
№ схемы (рис. 1)			г

 

1 Подбор электродвигателя

 

Мощность на ведущем валу электродвигателя отличается от мощности на приводном валу исполнительного  механизма на величину потерь на трение в кинематических парах и может  быть определена по формуле:

 (1.1)

где общий КПД привода без учёта потерь в электродвигателе;

 (1.2)

Здесь  - КПД подшипников, = 0,995÷0,998;

 - КПД зубчатой передачи, = 0,96÷0,97;

 - КПД ременной передачи, = 0,95÷0,97;

 - КПД соединительных муфт, ≈ 0,98.

Величина коэффициента полезного  действия говорит о том, что 16 % потери на трение в кинематических парах:

                                                                      (1.3)

Согласно расчетам подбираем  электродвигатель мощностью 5,5 кВт (табл. 1.1).

Характеристики ЭД мощностью 5,5 кВт

Таблица 1.1

 

Модель электродвигателя	Частота вращения, nэд, об/мин	Передаточное отношение uпр	Мощность электродвигателя, кВт
4A100L2	2900	10,35	7,5
4А112М4	1455	5,19
4A132S6	970	3,46
4A132M8	730	2,6

 

 

Перегруз двигателя составил 6,88% , что свидетельствует о правильности выбранного двигателя. 

 

Общее передаточное отношение  привода определяется по формуле:

, (1.4)

где - передаточное отношение редуктора, принимается 2 ¸ 4; - передаточное отношение ремённой передачи, принимается 2 ¸ 4.

Следовательно, общее передаточное отношение:

Выбираем ЭД исходя из общего передаточного отношения, так как  передаточное отношение редуктора  равно 4, то,

 для 4А100L2

 для 4А132S4

 для  4А132S6

 для  4А132M8

Так как  то модель 4А132M8 не подходит по передаточному отношению ремённой передачи, а модели 4А100L2, 4А112M4, 4А132S6 можно использовать при данных условиях. Выбираем электродвигатель со средней частотой вращения (табл. 1.2).

Таблица 1.2

Характеристики электродвигателя

 

Модель ЭД	Мощность двигателя Nэд, кВт	Передаточное отношение  редуктора	Передаточное отношение  ремённой передачи	Общее передаточное отношение	Частота вращения nэд об/мин
4А132S4	7,5	3	2	5,19	1455

 

 

2 Энерго-кинематический расчет привода

 

Определяем моменты, обороты  и мощности на всех валах. Индекс 1 относится  к валу двигателя, индекс 2 – быстроходному  валу редуктора, 3 – тихоходному  валу редуктора.

Определяем крутящий момент на валу двигателя:

, (2.1)

где N_эд - мощность электродвигателя, Вт; w_эд - угловая скорость двигателя, определяется по формуле:

. (2.2)

.

Мощность на быстроходном валу редуктора:

.                                             (2.3)

Частота вращения быстроходного  вала редуктора:

.                                                                    (2.4)

Угловая скорость вращения быстроходного вала редуктора:

.                                                                 (2.5)

Крутящий момент на быстроходного  валу редуктора:

.                                                                     (2.6)

Мощность на тихоходном валу редуктора:

.                        (2.7)

Частота вращения тихоходного  вала редуктора:

.                                                                (2.8)

Угловая скорость вращения тихоходного вала редуктора:

.                                                              (2.9)

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора:

                                                                  (2.10)

Результаты расчетов приведены  в табл. 2.1

 

 

Таблица 2.1

 

Результаты энерго-кинематического  расчета привода

 

Вал	Частота вращения n, об/мин	Мощность N, кВт	Крутящий момент T, Н×м	Угловая скорость w, рад/с
Двигатель	nэд = 1455	Nэд = 7,5	Тэд = 49,3	wэд = 152
Быстроходный вал редуктора	n1 = 742,5	N1 = 7,17	Т1 = 92,2	w1 = 77,7
Тихоходный вал редуктора	n2 = 371,25	N2 = 6,9	Т2 = 177,6	w2 = 38,85

 

 

3 Расчет клиноременной передачи

 

По номограмме в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения ведущего шкива выбираем сечение клинового ремня B(Б).

Зададимся расчетным диаметром d₁ ведущего шкива, выбрав из стандартных диаметров:

Тогда диаметр ведомого шкива  будет:

 (3.1)

Определяем действительное значение передаточного отношения i_д и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

, где ε – коэффициент скольжения, ε = 0,012, [6] (3.2)

 

Определяем предварительное  межосевого расстояние из интервала

_{amin …amax, мм}

 _{аmin = 0,55(d1 + d2) + h, где h  - высота ремня.                                            (3.3)}

_{amin = 0,55(160 +315) + 10,5 = 271,75 мм}

_{amax = 2(d1  + d2)                                                                                             (3.4)}

_{amax = 2(160 + 315) =950 мм}

а = 1,2d₂ = 1,2* 315 = 378 мм                                                                      (3.5)

 

Определяем расчетную  длину ремня при выбранном  межосевом расстоянии:

 (3.6)

Значение  принимаем из стандартного ряда: =1500 мм. 

 

 

Определяем угол обхвата  ремня ведущего шкива α₁:

≥120° (3.7)

 

Определяем число клиновых ремней и число клиньев:

 (3.8)

где N - передаваемая мощность, равная мощности электродвигателя, 7,5 кВт;

- коэффициент, учитывающий  число ремней, = 0,95.

Определяем мощность, передаваемую одним ремнем.

 (3.9)

где [Р]₀ - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем, [P]₀ =3,8 кВт;

С – коэффициент угла обхвата, определяется в зависимости от угла обхвата: .

- коэффициент длины ремня, в зависит от отношения принятой длины ремня L к исходной ; L/ = 1,875

- коэффициент динамичности  и режима работы; для односменного  режима работы и умеренных  колебаниях  =1,4 [6]

(3.10)

где N - передаваемая мощность, равная мощности электродвигателя, 7,5 кВт;

- коэффициент, учитывающий  число ремней, = 0,95.

 

Определяем окружную скорость ремня:

                                                               (3.11)

Определяем нагрузку на вал.

, (3.12)

где - натяжение ветви одного ремня, определяется по формуле:

 (3.13)

где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил,

.

Сила, действующая на вал  передачи, Н:

.        (3.14)

Произведем проверочный  расчет ремней по максимальным напряжениям в сечении ветви σ_max, H/мм²:

 (3.15)

где - напряжение растяжения, Н/мм²;

 (3.16)

где - натяжение ветви ремня, Н; - окружная сила, передаваемая комплектом ремней, Н:

 (3.17)

где А – площадь поперечного сечения ремня, мм², для ремня типа А площадь равна 138 мм²;

 Н/мм²;

 - напряжение изгиба, Н/мм²;

 (3.18)

где - модуль продольной упругости, = 80 Н/мм²;

 Н/мм²;

- напряжение от центробежных  сил, Н/мм²;

 (3.19)

где r - плотность материала ремня, r = 1100 кг/м³;

 Н/мм²;

= 10 Н/мм²;

 Н/мм² < 10 Н/мм².

Условие прочности  выполнено.

Расчет долговечности  ремней:

, (3.20)

где - допускаемая частота пробега, =30

<30

Соотношение u ≤ [u] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000~5000 часов.

 

4 Расчет размеров  зубчатых колес

 

Для изготовления шестерни примем сталь 45, термическая обработка – нормализация. Назначим твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни НВ₁ = 207. Для изготовления колеса принимаем сталь 45, термическая обработка – нормализация. Назначим твердость НВ₂ = 180.

Определяем число зубьев шестерни и колеса.

 (

                                                                                (4.1)

Вычисляем погрешность отклонения передаточного отношения.

 (4.2)

 (4.3)

Определяем остальные  параметры зубчатой передачи, диаметры делительных окружностей:

(4.4)

                                                                           (4.5)

 

                                                           (4.6)

1,4[3,62 92,2 10³ 1,26/(0,85 0,3 25² 121,5)]^1/3 = 3,9 мм ≈6 мм

Производим расчет межцентрового  расстояния.

Для зубчатых передач без смещения X = 0; T₁ - крутящий момент на валу шестерни, Н • Mм

                                                                          (4.7)

Рассчитываем  - предел длительной выносливости, Мпа.

МПа

МПа

Рассчитываем допускаемые  напряжения изгиба для шестерни и  колеса, Н/мм²

Н/мм² 

 Н/мм² 

Определим остальные параметры  передачи: