Схема. схема19.вар9.. Техническое задание Рассчитать и спроектировать привод Крутящий момент на валу потребителя т вых 800 н м

• Название: Техническое задание Рассчитать и спроектировать привод Крутящий момент на валу потребителя т вых 800 н м
• Анкор: Схема
• Дата: 09.11.2022
• Размер: 7.16 Mb.
• Имя файла: схема19.вар9. .doc
• Тип: Техническое задание; #778708
• страница: 1 из 3

СХЕМА 19. ВАР.9




1 Техническое задание

Рассчитать и спроектировать привод :

Крутящий момент на валу потребителя Т_вых =800 Н ∙ м;

Частота вращения вала потребителя n_вых = 320 об / мин;

Срок службы в годах 1;

Сменность работы 2;

2. Кинематический и силовой расчёты привода.

2.1 Определение КПД кинематической цепи привода и выбор

электродвигателя.



η_м – КПД муфты [ 1.с.19 ];

η_цил – КПД цилиндрической закрытой передачи [ 1.с.19 ];

η_цеп – КПД цепной передачи [ 1.с.19 ];

η_пк – КПД подшипников качения с одного вала [ 1.с.19 ];

Требуемая мощность двигателя:

кВт.

N_вых = Т_вых ∙ n_вых ∙ π / 30000 = 800 ∙ 320 ∙ 3,14 / 30000 = 26,79 кВт ;

Подбор электродвигателя:

N_дв > N_вх

Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый

единой серии 4А мощностью N_{дв ГОСТ} = 30 кВт [ 1.с.20 ] и синхронной

частотой вращения n_{дв ГОСТ} = 3000 об / мин.

Асинхронная частота вращения вала двигателя n_дв =2945 об / мин.

Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя

ω_дв = n_дв / 9,55 = 2945 / 9,55 = 308,3 рад / с.

2.2 Разбивка общего передаточного отношения привода.



Фактическое значение общего передаточного отношения передач.

i^факт = i_3-4 ∙ i_5-6 = 4∙2,3= 9,2

где i_5-6 – передаточное отношение цепной передачи;

i_3-4 – передаточное отношение редуктора.

2.3 Определение мощности, угловых скоростей и вращающих

моментов на валах привода.

Мощность на элементах привода:

N_дв = 29,933 кВт.

N₂ = N_дв ∙ η_муф = кВт.

N₃ = N₂ ∙ η_п.к. = кВт.

N₄ = N₃ ∙ η_цил. = кВт.

N₅ = N₄ ∙ η_п.к. = кВт.

N₆ = N₅ ∙ η_цеп. = кВт.

N_вых = N₆ ∙ η_п..к. = кВт.

Угловые скорости и частоты вращения элементов привода:

ω_I = ω_дв = 308,3 рад / с.

рад / с.

рад / с.

n_дв = ω_дв ∙ 9,55 = 308,3 ∙ 9,55 = 2945 об / мин.

об / мин.

об / мин.

Вращающий момент на элементах привода:

Т_дв = N_дв / ω_дв = Н ∙ м.

Т₂ = N₂ / ω_I = Н ∙ м.

Т₃ = N₃ / ω_I = Н ∙ м.

Т₄ = N₄ / ω_II = Н ∙ м.

Т₅ = N₅ / ω_II = Н ∙ м.

Т₆ = N₆ / ω_III = Н ∙ м

Т_вых = N_вых / ω_III = Н ∙ м.


3. Проектировочные расчёты передач.

3.1 Расчёт цилиндрической прямозубой передачи Z₃ – Z₄

T₃ = 94,2 Н∙ м

n₃ = 2945 об / мин

U = 4

β = 0⁰

Режим нагруженния постоянный

Производство единичное

Проектировочный расчёт из условия сопротивления контактной усталости поверхностей зубьев:

1. 
   Задаём материал и твердости рабочих поверхностей зубьев.
   

Материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка “ улучшение”.

Твердость шестерни Н₃ = 285 НВ, колеса Н₄ = 248 НВ. [ 2.c.5].

2. 
   Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колёс:
   

,

где σ_{н lim b} – базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;

Z_N – коэффициент долговечности ;

[ S_Н ] – минимальный коэффициент запаса прочности ;

Z_R – коэффициент, учитывающий влияния исходной шероховатости

сопряженных поверхностей зубьев ;

Z_V – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колёс ;

Z_Х – коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес. σ_{н lim b3} = 2 Н₃ + 70 = 2 ∙ 285 + 70 = 640 МПа. [ 2.с.5 ] ;

σ_{н lim b4} = 2 Н₄ +70 = 2 ∙ 248 + 70 = 566 МПа. ;

[ S_H ]_3,4 = 1,1 [ 2.с.6 ] при термообработке “ улучшение ”.

,

где N_HlimB – базовое число циклов напряжений ;

N_HE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

q_н - показатель степени кривой контактной усталости.

N_HlimB3 = 30 ∙ Н₃^2,4 = 30 ∙ 285^2,4 = 23,4 ∙ 10⁶ циклов [ 2.с.7 ] ;

N_HlimB4 = 30∙ Н₄^2,4 = 30 ∙ 248^2,4 = 16,7 ∙ 10⁶ циклов ;

N_HE = 60 ∙ L_h ∙ n ∙ j ∙ μ_н ,

где j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса ;

μ_н - коэффициент, учитывающий форму циклорамы нагруженния. При

постоянном режиме нагруженния μ_н = 1 [ 2.с.7 ].

N_HE3 = 60∙ L_h ∙ n₃ ∙ j₃ ∙ μ_н = циклов;

N_HЕ4 = 60∙ L_h ∙ n₄ ∙ j₄ ∙ μ_н = циклов;

Так как N_HE3,4 > N_HlimB3,4 q_н = 20 [ 2.с.7 ].





= 0,9 [ 2.с.7 ] – на этапе проектного расчёта.

[ σ_н ]₃ = МПа ;

[ σ_н ]₄ = МПа .

Расчётное допускаемое контактное напряжение для прямозубых колёс

принимаем меньшее [σ_н ]_р = 405 МПа.

3. 
   Определяем ориентированное значение межосевого расстояния передачи:
   

a'_w = K_a ∙ (u +1) ∙ ,

где К_а – вспомогательный коэффициент [ 2.с.9 ];

К_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [ 2.с.10 ];

ψ'_ba – предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния.

ψ'_ba = ,

где ψ'_bd – предварительное значение коэффициента ширины венца

относительно диаметра.

При симметричном относительно опор расположении колес и Н_3,4 < 350 НВ,

задаемся ψ_bd = 1,0 ; ψ_bm = 30

К_Нβ = 1,04 [ 2.с.10 ].

a'_w = мм.

4. 
   Определяем числа зубьев колёс:
   

5.) Уточнённое значение передаточного числа :

Δu = 0 %

6. 
   Делительный нормальный модуль зубьев :
   

мм

7.) Округляем модуль до стандартного : m = 3,0 мм [ 2.с.11 ]

8.) Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев :

мм

9.) Уточненное значение коэффициента ширины винца :



10.) Рабочая ширина винца зубчатой передачи :

мм.

11.) Геометрические и кинематические параметры колеса :

- делительные диаметры

мм

мм

- начальные диаметры

мм

мм

- диаметры вершин

мм

мм

- диаметры впадин

мм

мм - окружная скорость колеса на начальных цилиндрах :

м / с

12.) Назначаем степень точности передачи 7, так как

V₃ = V₄ = 9,5 м/с меньше 10 м/с [ 2.с.12 ]

Проверочный расчёт на сопротивление контактной усталости активных

поверхностей зубьев.

13.) Расчётное контактное напряжение в полюсе зацепления :



где Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колёс.

Для стальных колёс Z_E = 190 [ 2.с.13 ]

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей

зубьев в полюсе зацепления ;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ;

F_t – окружная сила на делительном цилиндре, в торцовом сечении, Н ;

К_Н – коэффициент нагрузки при расчёте по контактным напряжениям.

Z_H=2,5

Так как ε_β = 0 [ 2.с.13 ]

Н

К_Н = К_А ∙ К_HV ∙ K_Hβ ∙K_Hα = 1 ∙ 1,47 ∙ 1,03 ∙ 1 = 1,51

где К_А – коэф., учит., внешнюю динамическую нагрузку. К_А = 1 [ 2.с.13 ]

К_HV - коэф., учит., динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ;

K_Hβ - коэф., учит., неравномерность распределения нагрузки по длине

контактных линий ;

K_Hα - коэф., учит., неравномерность распределения нагрузки между

зубьями из-за погрешности изготовления. K_Hα = 1 [ 2.с.13 ]

При ψ_bd = b_w / d₃ = 64 / 75 = 0,85 , Н₃ и Н₄ < 350 НВ и симметричном

расположении обоих колёс относительно опор K_Hβ = 1,03 [ 2.с.10 ]