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

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

---