Рабочая тетрадь. Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования тюменский индустриальный университет

• Название: Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования тюменский индустриальный университет
• Дата: 26.01.2023
• Размер: 98.72 Kb.
• Имя файла: Рабочая тетрадь.docx
• Тип: Контрольная работа; #906309

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

ТЮМЕНСКИЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТА

Кафедра «Прикладная механика»


Контрольная работа

Задание №2

Вариант №4

Выполнил: студент группы ПСТб(до)з-19-1

Кеньк А.А.

Проверил: _____________________

Тюмень, 2021

1. 
   Кинематический расчет привода.
   

1. Общий КПД привода η_общ



η_{_}–________________________________=

η__– _______________________________=

η_{__}– ________________________________=

η_{__} –________________________________=

2. Требуемая мощность двигателя.



P₃=P_P Мощность на валу приводимой в движение машины (приводимом валу), кВт.

3. Вычислим примерное передаточное число двигателя.

Первая ступень: ________________________________. u_пр1=

Вторая ступень: ________________________________. u_пр2=

u_{прим.об.} =u_пр1*u_пр2= __________________ =

4. Примерная частота вращения вала.



Место для формулы.

Отсюда мы получаем, что n_P =




5. Ближайшая синхронная частота вращения вала электродвигателя _______ об/мин. (табл.4 стр.15 в методичке)

Тип двигателя	PЭД, кВт	nЭД, мин-1		Масса, кг

7. Частота вращения первого вала равно частоте вращения вала выбранного электродвигателя.



8. Фактическое общее передаточное число привода.



9. Разбивка u_об по ступеням.


10. Согласно таблице 2, закрытая зубчатая передача нормально работает при передаточных числах меньше 6. Таким образом, данное передаточное число удовлетворяет нашей задаче и нашему двигателю.
Определение параметров вращения валов привода.

11. Мощность на валах:

(Вт)

(Вт)

(Вт)

12. Число оборотов вращения валов:

(об/мин)

(об/мин)

(об/мин)

13. Угловые скорости вращения валов:

1) (1\с)

2) (1\с)

3) (1\с)
14. Крутящие моменты на валах:

1) Н*м

2) ________Н*м

3) Н*м

№ Вала	Мощность P, кВт	Число оборотов n, об/мин	Угловая скорость w, рад/с	Крутящий момент T, Н*м
1 вал
2 вал
3 вал

2. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Исходные данные смотрите в (Определение параметров вращения валов привода в таблице).



Мощность на ведущем валу P_{___}=________ кВт;

Частота вращения ведущего вала n_{____}=_____ мин^-1;

Передаточное число u=__;

Срок службы передачи L=___ лет;

Коэффициенты: K_сут=____; К_год=____

2.1. Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес

Материалы и термическая обработка зубчатых колес (табл.П1)

Шестерня – сталь 45, улучшение HB₁=192…240, для расчёта

HB₁=220;

Колесо - сталь 45, нормализация HB₂=170…217, для расчета HB₂=200.

Механические характеристики материала

шестерня: предел прочности - _в=750 МПа, сечение S 100 мм;

предел текучести - _т=450 МПа.

колесо: предел прочности - _в=600 МПа, сечение S 80 мм;

предел текучести - _т=340 МПа.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

2.2.1 Предел контактной выносливости поверхности зубьев _Hlim.





2.2.2 Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность

S_H1=1,1; S_H2=1,1;

2.2.3 Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев Z_R при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем R_A=1,25…2,5 мкм (табл.П2); Z_R=0,95.

2.2.4 Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес Z_V.

Принимаем V≤5 м/сек; Z_V=1,0.

2.2.5 Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость принимаем Z_N1=1, Z_N2=1.

2.2.6 Допускаемые контактные напряжения [_H]₁, [_H]₂




Принимаем _H =________ МПа.

2.2.7 Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба _Flim



2.2.10 Коэффициент безопасности при расчете на изгиб S_F(табл.П1).

Принимаем S_F=1,75.

2.2.8 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба Y_R.

Принимаем Y_R=1.

2.2.9 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Y_a=1.

2.2.10 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб Y_N принимаем:

2.2.11 Допускаемые напряжения изгиба [_F]₁, [_F]₂

;





2.2.12 Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [_H]_max1, [_H]_max2

2.2.13 Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [_F]_max1, [_F]_max2



2.3 Проектный расчёт

2.3.1 Крутящий момент на выходном валу Т_{__=________________} Н*м
2.3.2 Коэффициент ширины зубчатого венца _bа, относительно межосевого расстояния. Т.к. зубчатые колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому _bа=_____ (табл.П4).

2.3.3 Коэффициент ширины зубчатого венца _bd, относительно диаметра d₁.


2.3.4 Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость К_Н =_____ (рис.П1, график V)
2.3.5 Вспомогательный коэффициент К_а



2.3.6 Межосевое расстояние a_w



Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (табл.П5)

2.3.7 Ширина зубчатого венца b_w1; b_w2, округляем по таблице П6


2.3.8 Нормальный модуль зубьев m_n(табл. П7)


2.3.9 Угол наклона зубьев 


2.3.10 Суммарное число зубьев z_c



Принимаем z_c =______.
2.3.11. Число зубьев ведущего колеса z₁


2.3.12 Число зубьев ведомого колеса z₂

z₂ = z_c - z₁ =_____ - _____ = ______.
2.3.13 Фактическое передаточное число u



2.3.14. Уточненное значение угла наклона зубьев 



2.3.15 Диаметр делительной окружности ведущего колеса d₁



2.3.16 Диаметр делительной окружности ведомого колеса d₂



2.3.16.1 Диаметр окружности колес da₁,da₂

мм

мм

2.3.17 Окружная скорость колес v



2.3.18 Степень точности изготовления передачи – ___ (табл.П9)

2.3.19 Коэффициент торцевого перекрытия:


2.3.20 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила


2.4 Проверочный расчет

2.4.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями



Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии К_Hβ

К_Hβ= ___________.

Коэффициент динамической нагрузки К_HV

К_HV=________



Коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес =_________

Контактные напряжения при расчёте на выносливость _H



.


Отклонение контактных напряжений от предельно допустимых не должно превышать ±5%.

Если более 20% рекомендуется увеличить ширину зубчатого венца b_w или межосевое расстояние a _w.

2.4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

2.4.2.1 Коэффициент формы зуба Y_F; X=0.

Y_F1=______; Y_F2=_____;

2.4.2.2 Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления Y_ε



2.4.2.3 Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба Y_



2.4.2.4 Коэффициент распределения нагрузки при расчете на изгиб

К_Fα=_____

2.4.2.5 Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб

К_F=______

2.4.2.6 Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб

К_FV=_______

2.4.2.7. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.






2.4.3 Проверочный расчет на статическую прочность при однократных перегрузках

2.4.3.1 Максимальные контактные напряжения при перегрузке.



2.4.3.2 Максимальные напряжения изгиба при перегрузках.




3.Проектирование валов редуктора.

3.1 Быстроходный вал редуктора

3.1.1 Диаметр входного конца вала определяем




Принимаем d₁=_____ мм.

В соответствии с рядом стандартных значений Ra40.

3.1.2 Диаметр под подшипника dп



Принимаем dn =_______ мм, кратное 0 или 5.

3.2 Тихоходный вал редуктора

4.2.1 Диаметр выходного конца вала определяем из расчета на кручение.



Принимаем d₂=____________мм
3.2.2 Диаметр под подшипника dп



Принимаем dn =_______ мм, кратное 5 или 0.

3.2.3 Диаметр под колёса dк

Выбираем из таблицы по d1 r=2



Принимаем dk=_____ мм.

3.2.4 Диаметр под буртик:



Принимаем для вычерчивания конструкции:

3.2.5 Длина посадочного конца вала:

мм.

3.2.6 Длина ступицы колеса:

_________мм.

3.2.7 Длина промежуточного участка тихоходного вала:



Предварительно назначаем для редуктора радиальные шарикоподшипники, лёгкой серии: для быстроходного вала №_____, для тихоходного вала №____.Характеристика подшипников приведена в таблице.

№ Подшипника	dп	D	B	Cr	C0r	r	Dw

4.РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.

4.1Определяем толщину стенки корпуса редуктора:



Принимаем 8мм т.к. минимальная толщина стенки 8 мм.


5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОЛЕСА.

Колесо кованное

6.1. Диаметр ступицы





6.2. Длинна ступицы





6.7 Фаска n=0,5 m_n =________мм