уууу. Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования тюменский индустриальный университет

• Название: Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования тюменский индустриальный университет
• Дата: 24.01.2022
• Размер: 0.87 Mb.
• Имя файла: Zadanie_1_var_4_Ergeshbaev.doc
• Тип: Контрольная работа; #340344

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

ТЮМЕНСКИЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТА

Кафедра «Прикладная механика»

Контрольная работа

Задание №1

Вариант №4

Выполнил: студент группы ПСТбз-19-1

Эргешбаев.Э.К

Проверил: Колосов.В.И

Тюмень, 2022

Задание 1. Спроектировать компоновочный чертеж редуктора в одной проекции (разрез по осям валов при снятой крышке редуктора) формат А3.
Кинематическая схема
n3 P3 n3 P3	1 - электродвигатель; 2 - упругая муфта; 3 – редуктор – закрытая цилиндрическая косозубая передача; 4 - цепная передача; 5 - рабочая машина

Срок службы - 10 лет

Исходные данные: мощность Р₃=6,5 кВт,

число оборотов n₃=105 об/мин.
Пояснительная записка на формате А4.

1. 
   Кинематический расчет и выбор эл. двигателя.
   
2. 
   Расчет цилиндрической передачи
   
3. 
   Ориентировочный расчет валов и подбор подшипников.
   
4. 
   Компоновочный чертеж.
   

1. 
   Кинематический расчет привода
   

1. Общий КПД привода η_общ

,

где η_м =0,98 – КПД муфты,

η_цил =0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи,

η_цеп =0,92 – КПД открытой цепной передачи,

η_п =0,992 – КПД одной пары подшипников,

=0,98 =0,854.

2. Требуемая мощность двигателя.

Р = = =7,61 кВт.

P₃=P_P=6,5 кВт - мощность на валу приводимой в движение машины (приводимом валу).

3. Вычислим примерное передаточное число привода.

Первая ступень: закрытая цилиндрическая передача. u_пр1=4.

Вторая ступень: открытая цепная передача. u_пр2=3,5.

= .

4. Примерная частота вращения вала двигателя.

об/мин.

5. Ближайшая синхронная частота вращения вала электродвигателя 1500 об/мин.

Тип двигателя	Pдв, кВт	nдв, мин-1		Масса, кг
4А132М4УЗ	11	1460	2,0	105

6. Частота вращения первого вала равна частоте вращения вала выбранного электродвигателя.

n =1460 об/мин.
7. Фактическое общее передаточное число привода.

.

8. Разбивка u_об по ступеням. По табл.3 =4.

Тогда .

9. 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.

10. Мощность на валах:

кВт.

кВт.

кВт.

кВт, что совпадает с условием задания.

11. Число оборотов вращения валов:

n = =1460 об/мин.

n = =1460/4=365 об/мин,

n = =365/3,48=105 об/мин,

12. Угловые скорости вращения валов:

1/с.

1/с.

1/с.

13. Крутящие моменты на валах:

Нм.

Нм.

Нм.

Нм.
Таблица 1 – Результаты кинематического расчета.

№ вала	n, об/мин	, 1/с	Т, Нм	Р, кВт
Двигателя	1460	152,81	49,8	7,61
1	1460	152,81	48,8	7,46
2	365	38,2	186,4	7,12
3	105	10,99	591,4	6,5

2. Расчет закрытой цилиндрической передачи


Исходные данные.

Мощность на ведущем валу P₁=7,46 кВт;

частота вращения ведущего вала n₁=1460 об/мин;

передаточное число u=4;

Коэффициент .

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 =405,91 МПа.

2.2.7 Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба _Flim



Коэффициент безопасности при расчете на изгиб S_F (табл.П7).

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 Т₂=186,4 Н*м

2.3.2 Коэффициент ширины зубчатого венца _bа, относительно межосевого расстояния. Т.к. зубчатые колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому _bа=0,4 (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 =1,05 (табл.П8)

2.3.5 Вспомогательный коэффициент К_а

К_а=430 МПа^1/3 для косозубых передач.

2.3.6 Межосевое расстояние a_w

,

мм.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 125 мм.

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

Ширина колеса мм. Принимаем мм.

Ширина шестерни мм.

Принимаем мм.

2.3.8 Нормальный модуль зубьев m_n (табл. П7)

мм.

Принимаем мм.

2.3.9 Предварительный угол наклона зубьев 



2.3.10 Суммарное число зубьев z_c

.

Принимаем .

2.3.11. Число зубьев ведущего колеса z₁

.

Принимаем .

2.3.12 Число зубьев ведомого колеса z₂

.

2.3.13 Фактическое передаточное число u

.
2.3.14. Уточненное значение угла наклона зубьев 



2.3.15 Диаметр делительной окружности ведущего колеса d₁

мм.

2.3.16 Диаметр делительной окружности ведомого колеса d₂

мм.

2.3.16.1 Диаметр окружности колес da₁,da₂

мм,

мм.

2.3.17 Окружная скорость колес v

м/с.

2.3.18 Степень точности изготовления передачи – 9 (табл.П9)

2.3.19 Коэффициент торцевого перекрытия:

.

2.3.20 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила

Н.

Радиальная сила

Н.

Осевая сила

Н.
2.4 Проверочный расчет

2.4.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

,

где для косозубых колес.

МПа.

Загруженность передачи (недогрузка или перегрузка):

.

Недогрузка не превышает 10%, что допустимо.

2.4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба

.

2.4.2.1 Коэффициент формы зуба Y_F; X=0.

Y_F1=3,9; Y_F2=3,6 (табл. П10).

2.4.2.5 Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб

= 1,1 (табл. П11).

2.4.2.7. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.

МПа,

МПа

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.

;

;

.

Передача проходит проверки на прочность.

3. Проектирование валов редуктора

3.1 Быстроходный вал редуктора

3.1.1 Диаметр входного конца вала определяем

 мм.

В соответствии с рядом стандартных значений Ra40 принимаем d₁=26 мм.

Длина посадочного конца вала:

. Принимаем l₁=45 мм.

3.1.2 Диаметр под подшипника d_п



Принимаем d_п=35 мм, кратное 5.
3.2 Тихоходный вал редуктора

3.2.1 Диаметр выходного конца вала определяем из расчета на кручение.

мм.

В соответствии с рядом стандартных значений Ra40 принимаем d₂=36 мм.

3.2.2 Диаметр под подшипника dп



Принимаем d_п=45 мм, кратное 0.

3.2.3 Диаметр под колесо d_к

мм.

Принимаем d_к=50 мм.

3.2.4 Диаметр под буртик:



Принимаем d_бп=56 мм.

Принимаем для вычерчивания конструкции:

3.2.5 Длина посадочного конца вала:

.

Принимаем l₂=60 мм.

3.2.6 Длина ступицы колеса:

мм.

3.2.7 Длина промежуточного участка тихоходного вала:

мм.

Предварительно назначаем для редуктора радиальные шарикоподшипники, лёгкой серии: для быстроходного вала №207, для тихоходного вала №209. Характеристика подшипников приведена в таблице.

№ Подшипника	dп	D	B	Cr	C0r	r
207	35	72	17	25,5	13,7	2
209	45	85	19	33,2	18,6	2

4. Расчёт элементов корпуса редуктора

4.1 Определяем толщину стенки корпуса редуктора:

мм.

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

5. Конструктивные размеры колеса

Колесо кованое  мм, мм, d_к=50 мм.

5.1. Диаметр ступицы

мм.

5.2. Длина ступицы

мм (рассчитано ранее).

5.3 Фаска n=0,5 мм, модуль мм.

Список литературы
1. Расчет механического привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором: методические указания к выполнению курсового проекта (работы) по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» для студентов всех специальностей и направлений очной и заочной форм обучения / сост. Никитина Л. И.; Машьянов А.Н.; Снегирева К.Г., Тюменский индустриальный университет. – 1-е изд. – Тюмень: Издательский центр БИК, ТИУ, 2016.