Расчетно-графическая работа по дисциплине «Техническая механика и основы конструирования». Отчет по практической работе. Техническое задание. 3 Глава Кинематический расчет механического привода 4 Глава Расчет цилиндрической передачи 6

• Название: Техническое задание. 3 Глава Кинематический расчет механического привода 4 Глава Расчет цилиндрической передачи 6
• Анкор: Расчетно-графическая работа по дисциплине «Техническая механика и основы конструирования
• Дата: 29.03.2022
• Размер: 1.07 Mb.
• Имя файла: Отчет по практической работе.docx
• Тип: Техническое задание; #425539

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

«Тюменский индустриальный университет»

Институт транспорта

Кафедра прикладной механики

Расчетно-графическая работа

по дисциплине «Техническая механика и основы конструирования»

ТМиОК.000.2021.05.38

Выполнил: ст. гр. НДб-19-5

Проверил: Лебедев С.Ю.

Тюмень 2021

Оглавление

Техническое задание. 3

Глава 1. Кинематический расчет механического привода 4

Глава 2. Расчет цилиндрической передачи 6

Глава 3. Ориентировочный расчет валов 9

Глава 4. Ориентировочный подбор подшипников для эскизной компоновки редуктора 10

Глава 5. Проверочный расчет тихоходного вала 11

Глава 6. Расчет подшипников качения на долговечность 16

Глава 7. Проверочные расчеты шпоночных соединений на прочность 18

Список литературы: 19

Приложение А: Ременная передача 20

Приложение Б: цепная передача. 26

Приложение В: Коническая передача 28

Техническое задание.

Кинематическая схема:



Исходные данные:

1. Мощность

P_з = 2 кВт

2. Угловая скорость

ω_з = 2,5 1/с

Глава 1. Кинематический расчет механического привода

1.1. Вычисляем коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода, включающего две ступени.

Первая ступень: плоскоременная передача

Вторая ступень: редуктор



Общий к.п.д. привода

.
1.2. Требуемая мощность двигателя



1.3. Ориентировочная разбивка передаточного отношения привода.

Первая ступень: открытая плоскоременная передача.

4.

Вторая ступень:

4,5.

Общее передаточное отношение привода

.

1.4. Примерная частота вращения вала электродвигателя



1.5. Выбор электродвигателя. Синхронная частота вращения

1500 об/мин.
_{Параметры выбранного электродвигателя:}

Тип 4A90L4У3, мощность электродвигателя Рэд = 2,2 кВт,

_{частота вращения} n_эд = 1425 об/мин,отношение крутящих моментов при пускеТ_пик/Т_ном =2.

1.6. Уточненное значение передаточного отношения привода

.

1.7. Уточненное значение передаточного отношения клиноременнойпередачи:

.

1.8. Частота вращения валов привода

1425 об/мин,
об/мин,

об/мин.

1.9. Крутящие моменты на валах привода

;
;
=57*4,5*0,941 = 254 .

1.10. Мощность на валах привода:

на 1 валу (вал электродвигателя) ;

на 2 валу (вал шестерни) ;

на 3 валу (выходной вал редуктора) .

Это значение совпадет с заданной мощностью в исходных данных, следовательно, мощности вычислены верно.
Результаты кинематического расчета

Параметр	Вал 1	Вал 2		Вал 3
Мощность, кВт	2,24	2,13		2
Крутящий момент,	15	60		254
Частота вращения валов, об/мин	1425	337		75
Тип передачи привода	Плоскоременная		Редуктор
Передаточное отношение	4,22		4,5
Коэффициент полезного действия	0,95		0,941

ТМиОК.000.2021.05.38

Глава 2. Расчет цилиндрической передачи

Исходные данные

Крутящий момент на валу колеса		254
Частота вращения шестерни		337
Передаточное отношение цилиндрической передачи		4,5

2.1. Проектный расчет зубчатой передачи

Межосевое расстояние



2.1.1. Выбор материала зубчатых колёс редуктора.
Сталь 40
2.1.2. Предел контактной выносливости материала колеса

МПа

2.1.3. Допускаемое контактное напряжение материала колеса



2.1.4. Выбираем коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния



2.1.5 Коэффициент ширины зубчатого венца , относительно диаметра.



2.1.6. Коэффициент неравномерности нагрузки при расчете по контактным напряжениям

=1,04.

2.1.7. Расчётное межосевое расстояние

168,8 мм

= 160 мм.

2.2. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

2.2.1. Ширина колеса


b_2гост = 50 мм

2.2.2. Фактическое контактное напряжение

= 431 МПа

2.2.3. Загруженность передачи (недогрузка или перегрузка):


2.3. Геометрические параметры передачи

2.3.1. Модуль зацепления

мм

Принимаем 2,5 мм.

2.3.2. Ширина венца шестерни

b₁ = b₂ + 5 = 50 + 5 = 55 мм.

2.3.4. Суммарное число зубьев


2.3.5. Число зубьев шестерни.



2.3.6. Число зубьев колеса

128 - 23 = 105.

2.3.8. Диаметры делительных окружностей

шестерни -

Колеса -

2.3.9. Фактическое межосевое расстояние



2.3.10. Диаметры окружностей вершин зубьев:

шестерни -

Колеса -

2.3.11. Диаметры окружностей впадин зубьев:

шестерни - = 57,5 – 2,5·2,5 = 51,25 мм;

колеса - = 263 – 2,5·2,5 = 256,75 мм.

2.3.12. Фактическое передаточное отношение



2.3.13. Погрешность передаточного отношения



Погрешность не превышает допустимого отклонения [Δu] = 4%


ТМиОК.000.2021.05.38


2.3.14. Окружная скорость колес


2.4. Дополнительная проверка передачи по напряжениям изгиба
2.4.1. Окружная сила



2.4.2. Допускаемое напряжение изгиба



= 1,8·192 = 346 МПА

2.4.2. Расчетное напряжение изгиба



Вывод.

Расчетное напряжение изгиба = 64,5 МПа меньше, чем допускаемое напряжение изгиба = 138,4 МПа, следовательно, передача выдержит нагрузку.

2.5. Силы, действующие в зацеплении передачи

2.5.1. Радиальная сила



2.5.2. Осевая сила

F_a= 0 Н
Результаты расчета передачи


ТМиОК.000.2021.05.38

Диаметр делительной окружности шестерни	57,5 мм		Ширина венца шестерни	55 мм
Диаметр делительной окружности колеса	263 мм		Ширина венца колеса	50 мм
Диаметр окружности впадин шестерни	51,25 мм		Модуль зацепления	2,5 мм
Диаметр окружности впадин колеса	256,75 мм		Межосевое расстояние	160 мм
Диаметр окружности вершин шестерни	62,5 мм		Осевая сила	0 Н
Диаметр окружности вершин колеса	268 мм		Окружная сила	1931 Н
Число зубьев шестерни	23		Радиальная сила	702 Н
Число зубьев колеса	105		Угол наклона зубьев	0

Глава 3. Ориентировочный расчет валов
Цель: Определение наименьшего диаметра вала из условия прочности на кручение:
3.1. Вал 2 (входной вал редуктора, вал шестерни)



3.2. Вал 3 (выходной вал редуктора, вал колеса)



3.3. Определим диаметры цапф валов (размеры под подшипник)





3.3. Диаметр вала под колесом



3.4. Длина выходного конца быстроходного вала

l_в2 = 45 … 60 мм, l_в2 = 1,7*30=51 мм;

Длина выходного конца тихоходного вала.

l_в3 = 67,5 … 90 мм, 1,7*45=77 мм.

Глава 4. Ориентировочный подбор подшипников для эскизной компоновки редуктора

Вал 2	Вал 3
Диаметр цапфы вала 30 мм	Диаметр цапфы вала 45 мм
Тип подшипника радиальный	Тип подшипника радиальный
Серия подшипника № 1000806	Серия подшипника № 1000809
Наружный диаметр подшипника = 42 мм	Наружный диаметр подшипника = 58 мм
Ширина подшипника = 7 мм	Ширина подшипника = 7 мм

Глава 5. Проверочный расчет тихоходного вала

Исходные данные

Материал – сталь 45. Механические характеристики: В=530 МПа, Т=275 МПа, Т=170 МПа, -1=230 МПа, -1=155 МПа, ,
Крутящий момент на валу колеса
Окружная сила Н	Радиальная сила 702 Н	Осевая сила =0 Н
Расстояние от середины колеса до середины опоры А			а = l 1 = l 2 = 48,5 мм
Делительный диаметр колеса			мм
Диаметр вала под колесом			мм
Коэффициент пусковой перегрузки			КП=2

5.1.1. Реакции опор в вертикальной плоскости

• 
  
  

Проверка: 351 + 351 - 702 = 0.

5.1.2. Реакции опор в горизонтальной плоскости



5.1.3. Реакции опор в плоскости смещения валов

;


Проверка: 0 + 0 - 0 = 0.
5.1.4. Результирующие реакции в опорах






ТМиОК.000.2021.05.38


Построение эпюры



5.2.1. Вертикальная плоскость

;



5.2.2. Горизонтальная плоскость

965,5·48,5 = 46826,8 Н·мм.

5.2.3. В плоскости смещения валов

0 Н·мм.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении




ТМиОК.000.2021.05.38
5.3.1. Максимальное напряжение изгиба в период пуска



5.3.2. Максимальное растягивающее (сжимающее) напряжение в период пуска



5.3.3. Максимальное нормальное напряжение

7,08 + 0 = 7,08 МПа.

5.3.4. Максимальное напряжение кручения в период пуска



5.3.5. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



5.3.6. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

5.3.7. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести



5.4. Расчет вала на усталостную прочность (уточненный расчет)

Эффективные коэффициенты конценрации напряжений при изгибе и кручении		Масштабный фактор		Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
1,6875	1,445		0,818

5.4.1. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



где МПа – амплитуда цикла нормальных напряжений;

5.4.2. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

= 17,04/4 = 4,26 Мпа


ТМиОК.000.2021.05.38


5.4.3. Общий коэффициент запаса прочности при расчете на усталостную прочность:

Вывод: Условие прочности выполняется.


ТМиОК.000.2021.05.38

Глава 6. Расчет подшипников качения на долговечность

Исходные данные

Реакция опоры А	,Н	1027
Реакция опоры В	,Н	1027
Осевая сила	,Н	0
Частота вращения вала 3		75
Нормативный срок службы подшипников	, час	15000
Тип подшипника радиально-упорный Серия подшипника № 1000809
Динамическая грузоподъемность	С= 6050 Н
Статическая грузоподъемность	С0=3800 Н

6.1. Отношение осевой нагрузки к статической грузоподъемности



6.1.1. Коэффициент осевой нагрузки е= 0,3

6.2. Осевые составляющие от радиальных нагрузок

Подшипник А: Н.

Подшипник В: Н.

6.3. Определение осевой нагрузки на подшипники





6.4. Уточненное значение отношения осевой нагрузки к статической грузоподъемности подшипника опоры А



следовательно, коэффициент осевой нагрузки подшипника опоры А:

е_А= 0,4

6.5. Уточненное значение отношения осевой нагрузки к статической грузоподъемности подшипника опоры В



следовательно, коэффициент осевой нагрузки подшипника опоры В:

е_В = 0,4

6.6. Отношение осевой и радиальной нагрузки для подшипника опоры А

е_А = 0,4
6.6.1. Коэффициент радиальной нагрузки подшипника опоры А

Х = 1

6.6.2. Коэффициент осевой нагрузки подшипника опоры А

У = 0

6.7. Отношение осевой и радиальной нагрузки для подшипника опоры В



6.7.1. Коэффициент радиальной нагрузки подшипника опоры В

Х = 1
6.7.2. Коэффициент осевой нагрузки подшипника опоры В

У = 0

6.8. Эквивалентная нагрузка.

6.8.1. Для подшипника опоры А

Н.

6.8.2. Для подшипника опоры В

Н.

6.9. Расчетный срок службы наиболее нагруженного подшипника

= 20678 час

Вывод.

Подшипник выдержит нагрузку в течение заданного срока службы.


ТМиОК.000.2021.05.38

Глава 7. Проверочные расчеты шпоночных соединений на прочность

Проверка шпоночных соединений на прочность производится по напряжениям смятия материала шпонки:




7.1. Выбираем размеры шпонок
Определение напряжений смятия

Валы	Диаметр вала	Размеры шпонки b x h x lш	Напряжения смятия
Вал 2 (выходной конец вала)	dв2 = 22 мм	6 х 6 х 20
Вал 3 (выходной конец вала)	dв3 = 37 мм	10 х 8 х 32
Вал 3 (под колесом)	dk = 54 мм	16 х 10 х 50

Вывод:

Расчетные напряжения меньше чем допускаемые , следовательно, шпонки выдержат нагрузку.

Список литературы:

1. 
   Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»: учебное пособие / Л. И. Никитина, В. А. Пяльченков – Тюмень: ТИУ, 2019. – 108 с. – Текст: непосредственный.
   
2. 
   Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005. – 309 с.: ил.
   

Приложение А: Ременная передача

ТМиОК.000.2021.05.38





ТМиОК.000.2021.05.38







ТМиОК.000.2021.05.38



ТМиОК.000.2021.05.38





ТМиОК.000.2021.05.38



ТМиОК.000.2021.05.38

Приложение Б: цепная передача.

1. Значение шага однорядной цепи



2. Выбор цепи

ПР-12,7-18,2

3. Число зубьев ведущей звездочки



4. Число зубьев ведомой звездочки



5. Действительное передаточное число передачи



6. Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации цепи



1,3*1*1,1*1,25*1*1 = 1,79

7. Скорость цепи, м/с



8. Окружное усилие, Н





9. Удельное давление в шарнирах цепи, Мпа









10. Вид смазывания передачи.

I – в масляной ванне

11. Число звеньев цепи или длина цепи, выраженная в шагах





12. Расчетное межосевое расстояние при принятом Z_ц, мм





13. Действительное межосевое расстояние, мм



14. Делительные диаметры:





15. Коэффициент запаса прочности цепи:





16. Сила, нагружающая валы передачи:




ТМиОК.000.2021.05.38

Приложение В: Коническая передача

1. Расчет модуля и выбор основных параметров передачи

1.1 Расчетный внешний модуль, мм





1.2 Значение модуля m_e



1.3 Внешнее конусное расстояние



1.4 Ширина венца зубчатых колес



1.5 Среднее конусное расстояние



1.6 Внешний диаметр колес













1.7 Параметры колес в среднем сечении







2 Силы в зацеплении конических колес

2.1 Уточненный крутящий момент на шестерне



2.2 Окружные силы





2.3 Радиальные силы









2.4 Осевые силы









Вывод:

1. Сравнить межосевое расстояние цепной и ременной передачи:

Межосевое расстояние (a_min) цепной передачи меньше межосевого расстояния ременной

2. Сравнить делительные диаметры ведомых колес всех передач:

Делительный диаметр цепной передачи больше делительного диаметра ременной передачи, который в свою очередь больше делительного диаметра конической передачи.


ТМиОК.000.2021.05.38