ФГБОУ ВО «КАЛИНИНГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра Теории механизмов и машин и детали машин

Расчетно-графическая работа
по дисциплине

Основы технической механики
Вариант _5-3__

Выполнил:

студент группы __19-СТ-1_

ФИО Кузин Г.Д.________

Калининград 2021

Содержание

Задание…………………………………………………………………………..3

1.Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя…………….4

2.Проектирование цилиндрической передачи………………………………..6

2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений…………………...6

2.2 Проектный расчет…………………………………………………………..9

2.3 Проверочный расчет……………………………………………………….11

2.4 Расчет геометрических параметров цилиндрической передачи………..13

2.5 Расчет сил в зацеплении цилиндрической передачи…………………….13

3.Проектирование тихоходного вала…………………………………………14

3.1 Расчетная схема вала………………………………………………………14

3.2 Расчет вала на усталостную прочность…………………………………..17

Литература……………………………………………………………………...18

КАЛИНИНГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра Теории механизмов и машин и деталей машин

Вариант № 5-3____

задание на расчетно-графическую работу по дисциплине

«Основы технической механики»
ТЕМА: Кинематический расчет привода бетономешалки

Группа 19-СТ-1 Студент Кузин Г.Д.


Исходные данные

Параметр	Величина
Вращающий момент на выходном валу	= 880 Н·м
Частота вращения выходного вала	= 205 мин-1
Частота вращения входного вала (двигателя)	= 1000 мин-1
Срок службы редуктора	= 20000 ч
Тип редуктора (при необходимости)	шевронный

---

1.Кинематический расчет привода и подбор двигателя.

Исходя из структуры данного привода, мы ведем расчет по второй схеме.
Определяем мощность на выходном валу (на IV валу) по формуле

P_IV = T_IV ⋅ ω_IV ,

где ω_IV – угловая скорость выходного вала, ω_IV = π⋅n_IV / 30 .
ω_IV = 3,14 ⋅ 205 / 30 = 21,46 с ^-1
P_IV = 880 ⋅ 21,46 = 18884,80 Вт
Находим общий коэффициент полезного действия привода по формуле

η_ОБЩ = η_РЕД ⋅η_МУФ ⋅η_ОП ⋅η_ПК ,

где η_РЕД – КПД редуктора;

η_МУФ – КПД муфты;

η_ОП – КПД пары подшипников качения;

η_ПК – КПД открытой передачи

η_РЕД =0,97 η_МУФ = 0,97 η_ОП = 0,93 η_ПК = 0,99

η_ОБЩ = 0,97 ⋅0,97 ⋅0,93 ⋅0,99 = 0,87

Выполним кинематический расчет параметров привода по второй схеме.

Таблица 1.1. Формулы для расчета кинематических параметров привода

Параметр	Вторая схема
Мощность	PIV = TIV ⋅ωIV
	PIII = PIV (ηМУФ ⋅ηПК)
	PII = PIII ηРЕД
	PI = PII ηОП
Частота вращения	nIV – дано
	nIII = nIV
	nII = nIII ⋅uРЕД
	nI = nII ⋅uОП
Угловая скорость	ω = π⋅n / 30 (расчет проводится для каждого вала)
Вращающий момент	T = P / ω (расчет проводится для каждого вала)

---

Результаты расчета вращающего момента, частоты вращения, угловой скорости и мощности приведены в табл. 1.2.
Таблица 1.2. Расчет кинематических параметров привода

Параметр	I	II	III	IV
P, Вт	21799,71	20273,73	19665,52	18884,80
n, мин -1	1472,31	645,75	205	205
ω, с -1	154,10	67,59	21,46	21,46
T, Н⋅м	141,46	299,95	916,38	880

Определяем потребную мощность электродвигателя (на I валу)

P_ДВ =P^*_I = P _IV / η_ОБЩ ,

где η_ОБЩ – общий коэффициент полезного действия (КПД) привода
P^*_I = 18884,80 / 0,87 = 21706,67 Вт
Проверка: (P^*_I - P _I) ⋅ 100 / P^*_I ≤ ±3%

(21706,67 - 21799,71) ⋅ 100 / 21706,67 = 0,43%

Условие проверки выполнено.

После этого выбираем электродвигатель с паспортной мощностью [P_ДВ] ближайшей большей P_ДВ ([P_ДВ] ≥ P_ДВ ) и синхронной частотой вращения n_С = n_ДВ. Выписывают: марку двигателя; [P_ДВ] – паспортную мощность; n_С – синхронную частоту вращения; n_Н – номинальную частоту вращения.

Марка двигателя: 180S4

[P_ДВ] = 22 кВт n_С = 1500 мин ^-1 n_Н = 1470 мин ^-1
Определяем общее передаточное число по формуле

u_ОБЩ = n_I / n_iv = n_н / n_iv

Подбирают передаточные числа редуктора и открытой передачи из условия

u_ОБЩ = u_ОП ⋅u_РЕД,

где u_ОП – передаточное число открытой передачи (ременной, цепной, зубчатой цилиндрической или конической); u_РЕД – передаточное число редуктора.

---

Для цилиндрических и конических одноступенчатых редукторов рекомендуется выбирать u_РЕД согласно ГОСТ 2185-66 «Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры».

u_ОБЩ = 1470 / 205 = 7,17

u_РЕД = 3,15

u_ОП = 7,17 / 3,15 = 2,28
Проверка: ( n_I - n_н ) ⋅ 100 / n_н ≤ ±5%

(1472,31 – 1470) ⋅ 100 / 1470 = - 0,16%

Условие проверки выполнено.
2.Проектирование цилиндрической передачи

2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Исходные данные:

T₂ = T_III = 916,38 Н⋅м

n₁ = n_II = 645,75 мин ^-1

n₂ = n_III = 205 мин ^-1

u = u_РЕД = 3,15

t = 20000 ч

Для лучшей приработки зубьев твердость материала шестерни HB₁ и колеса HB₂ должна быть различной:

HB₁= HB₂+(30...40)·HB – для косозубых цилиндрических передач

HB₁ = 220 + 40 = 260 НВ
Исходя из полученного значения, выбираем материал по табл. 3.1 УМП.

Марка стали: 45

Диаметр (толщина) детали: 50…80 мм

Механические свойства: σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа

Твердость:

сердцевина: 235...262 HB

поверхность, HRC: -

Термообработка: У

Допускаемые контактные напряжения

Определяем допускаемых контактных напряжений, в случае различной твердости материала шестерни и колеса, которые расчитываем отдельно для зубьев шестерни [σ_Н ]₁ и колеса [σ_Н ]₂ по формуле
[σ_Н ]_1,2 = σ_{Н lim 1,2} ⋅ K_{HL 1,2} / S_{H 1,2}
где σ_{Н lim 1,2} – предел выносливости по контактным напряжениям, зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса;
S_{H 1,2} – коэффициент безопасности при расчете по контактным напряжениям;
K_{HL 1,2} – коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям
[σ_Н ]₁ = 590 ⋅ 1 / 1,10 = 536,36 МПа
[σ_Н ]₂ = 510 ⋅ 1 / 1,10 = 463,64 МПа
Коэффициент долговечности определяют с учетом сопротивления усталости, в зависимости от срока службы и режима работы по формуле





6 N_{H lim1,2}

K_HL1,2 = _,

N_HE1,2
где N_{H lim1,2} - базовое число циклов контактных напряжений, зависит от твердости материала шестерни и колеса, определяется по формуле

---

N_{H lim1,2} = 30 ⋅ [HB_1,2 ]^2,4 ≤ 12⋅10⁷
N_HE1,2 – расчетное число циклов контактных напряжений

Расчетное число циклов контактных напряжений определяют по формуле
N_HE1,2 = K_HE ⋅ [60⋅n_1,2 ⋅ t] ,

где K_HE – коэффициент режима работы при расчете на контактную прочность;

n_1,2 – частота вращения шестерни или колеса;

t – срок службы передачи.
N_{H lim1} = 30 ⋅ 260^2,4 = 18752418,64 ≤ 12⋅10⁷

N_{H lim2} = 30 ⋅ 220^2,4 = 12558439,82 ≤ 12⋅10⁷
Примем постоянный режим K_HE = 1

N_HE1 = 1 ⋅ (60 ⋅ 645,75 ⋅ 20000) = 774900000

N_HE2 = 1 ⋅ (60 ⋅ 205 ⋅ 20000) = 246000000



6 18752418,64

K_HL1 = = 0,54

7749 ⋅ 10⁵




6 12558439,82

K_HL2 = = 0,61

246 ⋅ 10⁶

Так как K_HL1 и K_HL2 < 1, то принимаем K_HL1 = K_HL2 = 1.
Определяем расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле для косозубой цилиндрической передачи
[σ_Н ] = ([σ_Н ]₁ + [σ_Н ]₂) / 2 ≤ 1,25[σ_Н ]_min [σ_Н ]_min = 1,25 ⋅ 463,64 = 579,55 МПа
[σ_Н ] = (536,36 + 463,64) / 2 = 500 МПа ≤ 579,55 МПа
Допускаемые напряжения изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба в случае различной твердости материала шестерни и колеса по формуле

[σ_F ]_1,2 = σ_{F lim 1,2} ⋅ K_FC ⋅ K_{FL 1,2} / S_{F 1,2} ,
где σ_{F lim 1,2} – предел выносливости по напряжению изгиба, зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса;

S_{F 1,2} – коэффициент безопасности при расчете по напряжениям изгиба;

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

K_{FL 1,2} – коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба.
[σ_F ]₁ = 468 ⋅ 1 ⋅ 1 / 1,75 = 267,43 МПа
[σ_F ]₂ = 396 ⋅ 1 ⋅ 1 / 1,75 = 226,29 МПа

Определяем коэффициент долговечности K_{FL 1,2} при твердости материала менее 350 НВ по формуле

---

Смотрите также файлы

• Разработка стратегии развития образовательной организации (гбпоу дуванский многопрофильный колледж).docx

• Контрольные вопросы для проверки усвоения материала 5 (мин.). Iii. Заключительная часть.doc

• .docx

• Практических заданий по дисциплине развитие отраслевых комплексов крупного города.docx

• автомат.docx