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:

1.средний делительный  диаметр шестерни и колеса, мм:

мм     мм                                    (4.8)

2.ширину зубчатого венца,  мм:

мм                                                                                      (4.9)

3.внешний модуль, мм:

  мм                                                 (4.10)

4.внешний делительный  диаметр шестерни и колеса, мм:

мм     мм                        (4.11)

5.внешний диаметр вершин  зубьев шестерни и колеса, мм:

мм                                       (4.12)

мм                                    (4.13)

6.внешний диаметр впадин  зубьев шестерни и колеса, мм:

мм                                 (4.14)

мм

7.внешнее конусное расстояние, мм:

мм                                           (4.15)

Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Условие прочности:

                                                       (4.16)

где - фактическое контактное напряжение, Н/мм²; - внешний делительный диаметр шестерни и колеса, мм; Т₂ - крутящий момент на валу колеса, Н • Mм, без учета потерь на трение:

 Н/мм²

где Т1 - крутящий момент на валу шестерни, Н • мм,

T₁₌96,5 Н • Mм

- коэффициент, учитывающий соотношение  способов упрочнения зубьев шестерни и колеса, для пары сцепляющихся колес с термообработкой нормализации.

- коэффициент концентрации нагрузки, при твердости колес НВ < 350 и  консольном расположении мы приняли  значение 1,14.

- коэффициент динамичности нагрузки, определяют по окружной скорости  колес  и степени точности их изготовления:

                                     (4.17)

где - м/с; d_n1- мм; _n1 - об/мин.

Степень точности конических колес принимается на единицу  выше, чем цилиндрических. Таким  образом, при  < 10...20 м/с для колес с твердостью рабочих поверхностей НВ < 350 назначают 7-ю степень точности, при этом = 1,05

.

- допускаемые контактные  напряжения, Н/мм², определяют по формуле:

 

где - предел длительной выносливости, Н/мм²; S_Н - коэффициент безопасности, S_Н = 1,1 - при нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев.

Для углеродистых сталей с  НВ <350 и термообработкой нормализация или улучшение:

 Н/мм²

В качестве принимают допускаемое контактное напряжение того зубчатого колеса (шестерни, колеса), для которого оно меньше, как правило ₂, тогда:

 Н/мм²

Производим проверочный  расчет передачи на изгиб.

Расчет выполняют отдельно для шестерни и для колеса. Условие  прочности:

 

,                                                                        (4.19)

 

где T₁- H • мм; m_n - мм; в, d_n1 - мм; , - фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²; , - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса; - коэффициент динамичности нагрузки, определяют по окружной скорости колес и степени точности их изготовления. Для конических прямозубых колес 7-й степени точности с твердостью рабочих поверхностей НВ < 350 мы выбрали коэффициент динамичности ,равный ,так как

 Н/мм²

 Н/мм²

Определим усилия в зацеплении.

Окружная сила

                                                              (4.20)

Радиальная сила шестерни Fr₁, равная осевой силе колеса F _а2:

;                                      (4.21)

радиальная сила колеса F_r2, равная осевой силе шестерни F _а1;:

                                     (4.22)

где - угол зацепления, для зубчатых передач без смещения = 20°.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Проектирование  и расчет валов

5.1 Расчет сил  в приводе

 

Для определения направления  сил в зацеплении, консольных сил  ременной передачи и усилия муфты, реакций  в подшипниках выполняем силовую  схему нагружения валов редуктора (рис. 5.1).

Рисунок 5.1 Силовая схема  нагружения валов редуктора

 

Определим величины действующих  сил:

Окружная сила конической шестерни определена по формуле 4.20:

.

Радиальная сила конической шестерни определена по формуле 4.21;4.22: .

F_r2=F_a1=255,63H

Определим усилие в муфте  на тихоходном валу.

,         (5.1)

где  Т₂ – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м.

.

Сила, действующую на вал  со стороны ремённой передачи определена по формуле 3.14: R = 601,8 Н.

 

5.2 Предварительный расчет валов по вращающему моменту

 

Конструктивные размеры  зубчатой пары принимают в зависимости  от диаметра выходного конца вала. Диаметр вала определим из расчета  на прочность при кручении по заниженным  допускаемым напряжениям.

, (5.1)

где М_к - крутящий момент на валу, Н·м; [τ] – допускаемое напряжение [τ] = 15 МПа, [5];

 

Конструирование быстроходного вала (рис. 5.2)

Рисунок 5.2

 

Определяем диаметр d выступающего конца быстроходного вала по формуле:

Принимаем [τ] = 15 МПа.

l₁=(1,0…1,5)d₁=1,2×31,3=40,69мм.

Диаметр вала под уплотнение:

d₂ = d₁ + 2t = 31,3 + 2,5×2 = 36,3мм.

Принимаем стандартное значение: d₂= 40мм.

l₂ = 0,6×d₄= 0,6×40 = 24 мм.

Диаметр вала под шестерню:

d₃ = d₄+3,2r = 45+3,2×2,5=53мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₅ + (2…4)мм = 45мм

Для упорной ступни или  под резьбу:

l₅ ≈ 0,4d₄= 0,4×45 = 18мм.

d₅ =45 мм

 

 

 

 

 

Конструирование тихоходного вала (рис. 5.3)

Рисунок 5.3

 

Диаметр тихоходного вала под колесом

 мм.

Принимаем [τ] = 15 МПа.

l₁=1,2×38,98=50,66мм.

         Диаметр и длина вала под  уплотнение:

d₂=38,98+2,5×2=45 мм.

Округляем до стандартного значения:

d₂=45 мм.

l₂=0,6×45=26,382 мм.

Диаметр вала под шестерню:

d₃=45+2,5×3,2=54,6 мм.

d₃ d_fe1

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = 45 мм.

          Для упорной ступни или под  резьбу:

d₅=45 мм.

l₅=0,4d₄=0,4×45=18 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2.1 Конструирование  конических зубчатых колес

Тихоходный вал

Диаметр и длина под  колесо:

l₁=50,66мм.

Диаметр вала под уплотнение:

d₂ = d₁ + 2t = 38,98+2,5×2 = 45мм.

Принимаем стандартное значение: d₂ = d₄ = 45мм.

l₂=1,25×d₂=1,25×45 = 56,25 мм.

      Под шестерню:

d₃=d₂+3,2r=45+3,2×2,5=55,5мм.

      Под подшипник:

l₄=T+c = 21+16= 37 мм

Для упорной ступни или  под резьбу:

d₅ =37+1,2×3=40,6 мм

Внутренний диаметр ступицы:

d_ст =d₃×1,55=57,35 мм

Толщина ступицы:

δ_ст=0,3×d₃=0,3×37=11,1 мм

Длина ступицы:

l_ст=1,3×d₃=1,3×37=48,1 мм

Толщина обода:

S=2,5m_te(m_e)=2,5×4,12=10,3 мм

Толщина диска:

С=0,5×(S+δ_ст)≥0,25b

С=0,5×(10,3+11,1)=10,7 мм

Радиус закругления и  уклон диска:

R ≥ 0

R₁ ≥ 7

γ≥7°

 

 

5.2.2 Размеры профиля канавок литых и точеных шкивов для клиновых и поликлиновых ремней

 

Выбираем тип ремня: В (Б) – клиновой.

l_p =14 мм; t = 4,2 мм; h = 10,8 мм; p = 19 мм; f = 12,5 мм; δ = 17,6 мм.

Диаметр шкива:

Диаметр шкива конструктивный:

Ширина шкива клиноременной  передачи:

Толщина для чугунных шкивов:

Толщина отверстия:

Диаметр внутренний:

Диаметр наружный:

Округляем до стандартного значения:

Длина:

Округляем до стандартного значения:

5.3 Определение  реакций опор. Построение эпюр  моментов

5.3.1 Быстроходный  вал

 

Для быстроходного вала определяем реакции в подшипниках. Для этого  необходимо рассмотреть вал как  статически определимую балку, лежащую  на двух опорах, нагруженную внешними силами (рис. 5.4). Действие всех внешних  сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Составляем уравнение  моментов для горизонтальной плоскости.

:  ,

Н.

:  ,

Н.

Выполним проверку:

-

-616,7 + 231,13 + 2294,79 – 1891,23 = 0

 

Для построения эпюр изгибающих моментов используем метод сечений. Для этого вал разбиваем на отдельные участки, определяем моменты  на каждом из участков:

1 участок: 0 < x < a

;  Mu=0

 Н×мм;

3 участок: 0 < x₁ < c

;  Mu=0

 Н×мм

Полученные значения изгибающих моментов наносим на эпюру.

Составляем уравнения  моментов для вертикальной плоскости.

:        ,

 

:     

Выполним проверку:

-171,57 + 810,71 - 639,14 = 0

 

Строим эпюры изгибающих моментов для вертикальной плоскости.

1 участок: 0 < x < b

 

Mu=0

 Н×мм

3 участок: 

; 

 
       

 Н×мм.

Полученные значения изгибающих моментов наносим на эпюру.

Строим эпюру суммарных  моментов (см. Приложение 1)

В точках А суммарный момент равен нулю.

Определяем суммарные  реакции

,

 Н×м.

 Н×м

 Н×м

Т = 92,2 Н×м

 

 

5.3.1 Тихоходный  вал

 

Для тихоходного вала определяем реакции в подшипниках. Для этого  необходимо рассмотреть вал как  статически определимую балку, лежащую  на двух опорах, нагруженную внешними силами (рис. 5.5). Действие всех внешних  сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Составляем уравнения  моментов для горизонтальной плоскости:

:  ;

 

:  ;

 

Выполним проверку:

1270,73 - 1891,23 + 1323,11 - 702,62 = 0

 

Строим эпюры изгибающих моментов для горизонтальной плоскости.

1 участок: 0 < x < а

;   Mu=0

 Н×мм

3 участок: 0 < x₁ < b

;  Mu=0

 Н×мм

Полученные значения изгибающих моментов наносим на эпюру.

 

Составляем уравнения  моментов для вертикальной плоскости.

:  ,

:  ,

Выполним проверку:

-566,09+255,63+310,46 = 0

Строим эпюры изгибающих моментов для вертикальной плоскости.

1 участок: 0 < x < a

;  Mu=0

 Н×мм

2 участок: 0 < x₁ < b

;  Mu=0

 Н×мм

Полученные значения изгибающих моментов наносим на эпюру.

Строим эпюру суммарных  моментов (см. Приложение 1)

Определяем суммарные  реакции

,

 Н×м.

 Н×м.

 Н×м.

Т = 177,6 Н×м.