Файл: Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования тюменский индустриальный университет.doc

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 №6

Вариант №2

Выполнил: студент группы ПДМбпз20-1

Свадьбин Максим Павлович

Проверил: Колосов В.И

Тюмень, 2022

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ «ТЮМЕНСКИЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ» ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТА Кафедра «Прикладная механика» Задание 6. 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 - закрытая цилиндрическая косозубая передача; 4 - открытая коническая передача; 5 - рабочая машина
	Срок службы - 5 лет

Исходные данные: мощность Р₃=4,5 кВт,

число оборотов n₃=135 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_ц =0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи,

η_к =0,93 – КПД открытой конической передачи,

η_п =0,992 – КПД одной пары подшипников,

=0,98 =0,863.

2. Требуемая мощность двигателя.

Р = = =5,21 кВт.

P₃=P_P=4,5 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 коническая передача. u_пр2=2,5.

= .

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
4А112М4УЗ	5,5	1450	2,0	62

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

n =1450 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 = =1450 об/мин.

n = =1450/4=362,5 об/мин,

n = =362,5/2,69=135 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	1450	151,77	34,3	5,21
1	1450	151,77	33,7	5,11
2	362,5	37,94	128,6	4,88
3	135	14,13	318,5	4,5

---

2. Расчет закрытой цилиндрической передачи


Исходные данные.

Мощность на ведущем валу P₁=5,11 кВт;

частота вращения ведущего вала n₁=1450 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=128,6 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=43 МПа^1/3 для косозубых передач.

2.3.6 Межосевое расстояние a_w

,

мм.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 112 мм.

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

Ширина колеса мм. Принимаем

---