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 η_М = 0,98, η_ПК = 0,99, η_зз = 0,97 (зубчатая цилиндрическая закрытая), η_КР = 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 P_ном = 5,5 кВт. Номинальная частота n_ном = 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 U_зз = 4,5 и U_кр = 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 U_зз = 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 d_1min = 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, l_p = 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 u_ф 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: b_p = 11 мм, b₀ = 13 мм, g₀ = 2,8 мм, h_р = 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 C_p = 0,8,

,

, так как l/l₀ =1584,82/1600 = 0,99

C_z = 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 F_t, силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей и силу давления ремней на вал F_оп.

Проверочный расчет

Примем E_и = 90 МПа и ρ = 1300 кг/м³. Определим напряжения растяжения σ_l, изгиба σ_и и от центробежных сил σ_v.

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 HB_1ср и колеса HB_2ср и коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2.

По табл.11 определяем числа циклов N_H0 (смотрим по ближайшему большему значению HB_ср)

Табл.11 – Значение числа циклов N_H0

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 a_w:

где К_α — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых — К_α = 49,5; ψ_α — 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; K_Hβ — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев K_Hβ = 1.

По табл.12 округляем до ближайшего числа.

Табл.12 – Главный параметр одноступенчатых редукторов

a_w = 140 мм и m = 70 кг.

Определяем модуль зацепления m_з:

где K_m — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых K_m =6,8;

- делительный диаметр колеса, мм;

- ширина венца колеса, мм. Округляем m_з до стандартного. m_з = 3.

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса z_сумм, число зубьев шестерни z₁ и число зубьев колеса z₂.

Фактическое передаточное число u_ф, отклонение от заданного Δu и фактическое межосевое расстояние a_w.

Основные фактические геометрические параметры передачи:

Проверочный расчет

Определим диаметр заготовки шестерни D_заг и толщину диска заготовки колеса закрытой передачи S_заг. 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