Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования
«Национальный исследовательский Томский политехнический Университет»
Инженерная школа энергетики
Отделение электроэнергии и электротехники
13.03.02 «Электроэнергетика и электротехника»
Редуктор
Задание 2
Вариант 9
по дисциплине:
Механика 2.2
Исполнитель:
|
|
||||
студент группы |
5А21 |
|
Кулешов К.Д. |
|
09.05.2024 |
|
|
|
|
|
|
Руководитель:
|
|
||||
преподаватель |
|
|
Горбенко М.В. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Томск – 2024
Дано: |
|
Mдв = 291,7 Н*м |
|
va = 2,9 м/с |
|
wOA = 10,46 с-1 |
|
nOA = 100 мин-1 |
Ход работы:
Энергокинематический анализ
Из табл.1 выбираем значения КПД для механических передач
Табл.1 – Значения КПД
Принимаем ηМ = 0,98, ηПК = 0,99, ηзз = 0,97 (зубчатая цилиндрическая закрытая), ηКР = 0,97. Рассчитываем общий КПД привода:
Требуемая мощность рычажного механизма:
Так как неизвестно является эта мощность максимально возможной для данного механизма, то нужно умножить получившееся значение на поправочный коэффициент k = 1,2.
Выбираем электродвигатель из табл.2:
Табл.2 - Двигатели асинхронные короткозамкнутые трехфазные серии 4А общепромышленного применения; закрытые, обдуваемые. Технические данные.
Принимаем электродвигатель 4А132M8УЗ. Номинальная мощность Pном = 5,5 кВт. Номинальная частота nном = 1445 об/мин. Так как для эффективной работы открытой и закрытой передачи передаточное число последней должно быть в 1,2 - 1,5 раза больше. Оптимальные значения Uзз = 4,5 и Uкр = 3. Тогда , то бишь при , двигатель должен вращаться минимум с частотой 1350 об/мин
Определяем общее передаточное число привода:
Выбираем передаточные числа из табл.3:
Табл.3 - Рекомендуемые значения передаточных чисел
Принимаем Uзз = 4,5. Тогда передаточное число клиноременной передачи:
Определяем мощности на валах привода:
Определяем частоты вращения валов привода:
Проверка:
Определяем угловые скорости валов привода:
Определяем вращающие моменты на валах привода:
Расчет клиноременной передачи
По рис.1 выбираем сечение ремня:
Рис.1 - Номограмма для выбора клиновых ремней нормального сечения
Тип сечения Б. По табл.4 выбираем минимальный диаметр шкива:
Табл.4 - Минимальные значения диаметра меньших шкивов для передачи наибольших моментов
По табл.5 выбираем d1 на 1-2 порядка выше, чем d1min = 90 мм, и параметры ремня.
Табл.5 - Размеры профиля канавок литых и точеных шкивов для клиновых и поликлиновых ремней
Параметры шкива: t = 3,3 мм, lp = 11 мм, p = 15 мм, f = 10 мм, h = 8,7 мм, α = 36°. Примем d1 = 112 мм. Определяем диаметр ведомого шкива d2, ε = 0,02 – коэффициент скольжения:
По табл.5 примем d2 = 360 мм. Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение от заданного:
Определяем ориентировочные межосевое расстояние и длину ремня:
По табл.6 определим параметры ремня и примем l = 1600 мм:
Табл.6 - Основные параметры клиновых и поликлиновых ремней общего назначения
Параметры ремня: bp = 11 мм, b0 = 13 мм, g0 = 2,8 мм, hр = 8 мм,
A = 81 мм2. Уточняем межосевое расстояние:
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива, скорость и частоту пробега ремня:
Определяем допускаемую приведенную мощность, передаваемой одним клиновым ремнем [P0] по табл.7, поправочные коэффициенты С по табл.8 и допускаемую мощность [Pп].
Табл.7 - Допускаемая приведенная мощность [P0], кВт, передаваемая одним клиновым ремнем
Табл.8 - Значения поправочных коэффициентов С
Примем Cp = 0,8,
,
, так как l/l0 =1584,82/1600 = 0,99
Cz = 0,9.
Определяем количество клиновых ремней:
Округлим количество ремней в большую сторону, тогда z=4
Определяем силу предварительного натяжения F0, окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней Ft, силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей и силу давления ремней на вал Fоп.
Проверочный расчет
Примем Eи = 90 МПа и ρ = 1300 кг/м3. Определим напряжения растяжения σl, изгиба σи и от центробежных сил σv.
Рабочий ресурс ремней:
Через 1330 рабочих часов проверить ремни на целостность, в случае изнашивания – заменить.
Выбор материала зубчатой пары
Табл.9 – Выбор материалы, термообработки и твердости
Выбираем материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса (табл.9), но с разными твердостями, так как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса (табл.10). При этом следует ориентироваться на дешевые марки стали: типа 40, 45, 40Х — для шестерни и колеса закрытой передачи.
Марка стали |
мм |
мм |
Термообработка |
Твердость заготовки |
|
|
|
|
Поверхность |
Сердцевины |
МПа |
||||||
40X |
200 |
125 |
У |
235…262HB |
790 |
640 |
375 |
|
40X |
125 |
80 |
У |
269…302HB |
900 |
750 |
410 |
Табл.10 – Выбранные марки стали и их характеристики
Рассчитываем число циклов перемены напряжений за весь срок службы N, среднюю твердость зубьев HB1ср и колеса HB2ср и коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2.
По табл.11 определяем числа циклов NH0 (смотрим по ближайшему большему значению HBср)
Табл.11 – Значение числа циклов NH0
Так как , то .
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]H1 и колеса [σ]H2 и напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2.
Так как , то .
Проектный расчет
Определяем межосевое расстояние aw:
где Кα — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых — Кα = 49,5; ψα — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,4...0,63 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах; - среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2; KHβ — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев KHβ = 1.
По табл.12 округляем до ближайшего числа.
Табл.12 – Главный параметр одноступенчатых редукторов
aw = 140 мм и m = 70 кг.
Определяем модуль зацепления mз:
где Km — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых Km =6,8;
- делительный диаметр колеса, мм;
- ширина венца колеса, мм. Округляем mз до стандартного. mз = 3.
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса zсумм, число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2.
Фактическое передаточное число uф, отклонение от заданного Δu и фактическое межосевое расстояние aw.
Основные фактические геометрические параметры передачи:
Проверочный расчет
Определим диаметр заготовки шестерни Dзаг и толщину диска заготовки колеса закрытой передачи Sзаг. Сравним данные значения с предельными.
Где K=436 вспомогательный коэффициент
- Окружная сила в зацеплении, Н
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
При такой скорости принимаем степень точности 9, а так же коэффициент при такой степени точности
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
Где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес =1
- коэффициент динамичной нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи
- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяем их используя линейную интерполяцию:
- коэффициент учитывающий наклон зуба
Составляем табличный ответ к задаче
Проектный расчет |
|||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Межосевое расстояние aw |
139,5 |
Угол наклона зубьев |
0 |
Модуль зацепления m |
3 |
Диаметр делительной окружности: Шестерни d1 Колеса d2 |
51 228 |
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2 |
59 55,8 |
Диаметр окружности вершин: Шестерни da1 Колеса da2 |
57 234 |
Вид зубьев |
прямой |
Диаметр окружности впадин: Шестерни df1 Колеса df2 |
43,8 220,8 |