Файл: Расчетнографическая работа по дисциплине Основы технической механики.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 26.10.2023
Просмотров: 135
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
ФГБОУ ВО «КАЛИНИНГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»Кафедра Теории механизмов и машин и детали машинРасчетно-графическая работа по дисциплине Основы технической механикиВариант _5-3__Выполнил: студент группы __19-СТ-1_ФИО Кузин Г.Д.________Калининград 2021Содержание Задание…………………………………………………………………………..31.Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя…………….42.Проектирование цилиндрической передачи………………………………..62.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений…………………...62.2 Проектный расчет…………………………………………………………..92.3 Проверочный расчет……………………………………………………….112.4 Расчет геометрических параметров цилиндрической передачи………..132.5 Расчет сил в зацеплении цилиндрической передачи…………………….133.Проектирование тихоходного вала…………………………………………143.1 Расчетная схема вала………………………………………………………143.2 Расчет вала на усталостную прочность…………………………………..17Литература……………………………………………………………………...18 КАЛИНИНГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТКафедра Теории механизмов и машин и деталей машинВариант № 5-3____задание на расчетно-графическую работу по дисциплине «Основы технической механики»ТЕМА: Кинематический расчет привода бетономешалкиГруппа 19-СТ-1 Студент Кузин Г.Д.Исходные данные
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 PIV = TIV ⋅ ωIV , где ωIV – угловая скорость выходного вала, ωIV = π⋅nIV / 30 .ωIV = 3,14 ⋅ 205 / 30 = 21,46 с -1PIV = 880 ⋅ 21,46 = 18884,80 ВтНаходим общий коэффициент полезного действия привода по формулеηОБЩ = ηРЕД ⋅ηМУФ ⋅ηОП ⋅ηПК , где ηРЕД – КПД редуктора; ηМУФ – КПД муфты; ηОП – КПД пары подшипников качения;ηПК – КПД открытой передачиηРЕД =0,97ηМУФ = 0,97ηОП = 0,93ηПК = 0,99ηОБЩ = 0,97 ⋅0,97 ⋅0,93 ⋅0,99 = 0,87Выполним кинематический расчет параметров привода по второй схеме. Таблица 1.1. Формулы для расчета кинематических параметров привода
Результаты расчета вращающего момента, частоты вращения, угловой скорости и мощности приведены в табл. 1.2.Таблица 1.2. Расчет кинематических параметров привода
Определяем потребную мощность электродвигателя (на I валу) PДВ =P*I = P IV / ηОБЩ ,где ηОБЩ – 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 [PДВ] ближайшей большей PДВ ([PДВ] ≥ PДВ ) и синхронной частотой вращения nС = nДВ. Выписывают: марку двигателя; [PДВ] – паспортную мощность; nС – синхронную частоту вращения; nН – номинальную частоту вращения. Марка двигателя: 180S4[PДВ] = 22 кВт nС = 1500 мин -1nН = 1470 мин -1Определяем общее передаточное число по формуле uОБЩ = nI / niv = nн/ niv Подбирают передаточные числа редуктора и открытой передачи из условия uОБЩ = uОП ⋅uРЕД, где uОП – передаточное число открытой передачи (ременной, цепной, зубчатой цилиндрической или конической); uРЕД – передаточное число редуктора.
Для цилиндрических и конических одноступенчатых редукторов рекомендуется выбирать uРЕД согласно ГОСТ 2185-66 «Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры».uОБЩ = 1470 / 205 = 7,17uРЕД = 3,15uОП = 7,17 / 3,15 = 2,28 Проверка: ( nI - nн ) ⋅ 100 / nн ≤ ±5%(1472,31 – 1470) ⋅ 100 / 1470 = - 0,16% Условие проверки выполнено.2.Проектирование цилиндрической передачи2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряженийИсходные данные:T2 = TIII = 916,38 Н⋅мn1 = nII= 645,75 мин -1n2 = nIII= 205 мин -1u = uРЕД = 3,15t = 20000 чДля лучшей приработки зубьев твердость материала шестерни HB1 и колеса HB2 должна быть различной: HB1= HB2+(30...40)·HB – для косозубых цилиндрических передачHB1 = 220 + 40 = 260 НВИсходя из полученного значения, выбираем материал по табл. 3.1 УМП.Марка стали: 45Диаметр (толщина) детали: 50…80 мм Механические свойства: σв = 780 МПа, σт = 540 МПаТвердость: сердцевина: 235...262 HB поверхность, HRC: -Термообработка: УДопускаемые контактные напряженияОпределяем допускаемых контактных напряжений, в случае различной твердости материала шестерни и колеса, которые расчитываем отдельно для зубьев шестерни [σН ]1 и колеса [σН ]2 по формуле [σН ]1,2 = σН lim 1,2 ⋅ KHL 1,2 / SH 1,2 где σН lim 1,2 – предел выносливости по контактным напряжениям, зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса;SH 1,2 – коэффициент безопасности при расчете по контактным напряжениям;KHL1,2 – коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям[σН ]1 = 590 ⋅ 1 / 1,10 = 536,36 МПа[σН ]2 = 510 ⋅ 1 / 1,10 = 463,64 МПаКоэффициент долговечности определяют с учетом сопротивления усталости, в зависимости от срока службы и режима работы по формуле6 NHlim1,2KHL1,2 = ,NHE1,2где NHlim1,2 - базовое число циклов контактных напряжений, зависит от твердости материала шестерни и колеса, определяется по формуле
NHlim1,2 = 30 ⋅ [HB1,2 ]2,4 ≤ 12⋅107NHE1,2 – расчетное число циклов контактных напряженийРасчетное число циклов контактных напряжений определяют по формуле NHE1,2 = KHE ⋅ [60⋅n1,2 ⋅ t] , где KHE– коэффициент режима работы при расчете на контактную прочность;n1,2 – частота вращения шестерни или колеса;t – срок службы передачи. NHlim1 = 30 ⋅ 2602,4 = 18752418,64 ≤ 12⋅107NHlim2 = 30 ⋅ 2202,4 = 12558439,82 ≤ 12⋅107Примем постоянный режим KHE = 1NHE1 = 1 ⋅ (60 ⋅ 645,75 ⋅ 20000) = 774900000NHE2 = 1 ⋅ (60 ⋅ 205 ⋅ 20000) = 2460000006 18752418,64KHL1 == 0,547749 ⋅ 1056 12558439,82 KHL2 = = 0,61246 ⋅ 106 Так как KHL1 и KHL2 < 1, то принимаем KHL1 = KHL2 = 1.Определяем расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле для косозубой цилиндрической передачи [σН ] = ([σН ]1 + [σН ]2) / 2 ≤ 1,25[σН ]min[σН ]min = 1,25 ⋅ 463,64 = 579,55 МПа[σН ] = (536,36 + 463,64) / 2 = 500 МПа ≤ 579,55 МПаДопускаемые напряжения изгибаОпределяем допускаемые напряжения изгиба в случае различной твердости материала шестерни и колеса по формуле [σF ]1,2 = σFlim 1,2 ⋅ KFC ⋅ KFL 1,2 / SF 1,2 ,где σFlim 1,2 – предел выносливости по напряжению изгиба, зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса;SF 1,2 – коэффициент безопасности при расчете по напряжениям изгиба;KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; KFL 1,2 – коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба.[σF ]1 = 468 ⋅ 1 ⋅ 1 / 1,75 = 267,43 МПа[σF ]2 = 396 ⋅ 1 ⋅ 1 / 1,75 = 226,29 МПаОпределяем коэффициент долговечности KFL 1,2 при твердости материала менее 350 НВ по формуле
| 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 PIV = TIV ⋅ ωIV , где ωIV – угловая скорость выходного вала, ωIV = π⋅nIV / 30 .ωIV = 3,14 ⋅ 205 / 30 = 21,46 с -1PIV = 880 ⋅ 21,46 = 18884,80 ВтНаходим общий коэффициент полезного действия привода по формулеηОБЩ = ηРЕД ⋅ηМУФ ⋅ηОП ⋅ηПК , где ηРЕД – КПД редуктора; ηМУФ – КПД муфты; ηОП – КПД пары подшипников качения;ηПК – КПД открытой передачиηРЕД =0,97ηМУФ = 0,97ηОП = 0,93ηПК = 0,99ηОБЩ = 0,97 ⋅0,97 ⋅0,93 ⋅0,99 = 0,87Выполним 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 |
Для цилиндрических и конических одноступенчатых редукторов рекомендуется выбирать uРЕД согласно ГОСТ 2185-66 «Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры».uОБЩ = 1470 / 205 = 7,17uРЕД = 3,15uОП = 7,17 / 3,15 = 2,28 Проверка: ( nI - nн ) ⋅ 100 / nн ≤ ±5%(1472,31 – 1470) ⋅ 100 / 1470 = - 0,16% Условие проверки выполнено.2.Проектирование цилиндрической передачи2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряженийИсходные данные:T2 = TIII = 916,38 Н⋅мn1 = nII= 645,75 мин -1n2 = nIII= 205 мин -1u = uРЕД = 3,15t = 20000 чДля лучшей приработки зубьев твердость материала шестерни HB1 и колеса HB2 должна быть различной: HB1= HB2+(30...40)·HB – для косозубых цилиндрических передачHB1 = 220 + 40 = 260 НВИсходя из полученного значения, выбираем материал по табл. 3.1 УМП.Марка стали: 45Диаметр (толщина) детали: 50…80 мм Механические свойства: σв = 780 МПа, σт = 540 МПаТвердость: сердцевина: 235...262 HB поверхность, HRC: -Термообработка: УДопускаемые контактные напряженияОпределяем допускаемых контактных напряжений, в случае различной твердости материала шестерни и колеса, которые расчитываем отдельно для зубьев шестерни [σН ]1 и колеса [σН ]2 по формуле [σН ]1,2 = σН lim 1,2 ⋅ KHL 1,2 / SH 1,2 где σН lim 1,2 – предел выносливости по контактным напряжениям, зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса;SH 1,2 – коэффициент безопасности при расчете по контактным напряжениям;KHL1,2 – коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям[σН ]1 = 590 ⋅ 1 / 1,10 = 536,36 МПа[σН ]2 = 510 ⋅ 1 / 1,10 = 463,64 МПаКоэффициент долговечности определяют с учетом сопротивления усталости, в зависимости от срока службы и режима работы по формуле6 NHlim1,2KHL1,2 = ,NHE1,2где NHlim1,2 - базовое число циклов контактных напряжений, зависит от твердости материала шестерни и колеса, определяется по формуле
NHlim1,2 = 30 ⋅ [HB1,2 ]2,4 ≤ 12⋅107NHE1,2 – расчетное число циклов контактных напряженийРасчетное число циклов контактных напряжений определяют по формуле NHE1,2 = KHE ⋅ [60⋅n1,2 ⋅ t] , где KHE– коэффициент режима работы при расчете на контактную прочность;n1,2 – частота вращения шестерни или колеса;t – срок службы передачи. NHlim1 = 30 ⋅ 2602,4 = 18752418,64 ≤ 12⋅107NHlim2 = 30 ⋅ 2202,4 = 12558439,82 ≤ 12⋅107Примем постоянный режим KHE = 1NHE1 = 1 ⋅ (60 ⋅ 645,75 ⋅ 20000) = 774900000NHE2 = 1 ⋅ (60 ⋅ 205 ⋅ 20000) = 2460000006 18752418,64KHL1 == 0,547749 ⋅ 1056 12558439,82 KHL2 = = 0,61246 ⋅ 106 Так как KHL1 и KHL2 < 1, то принимаем KHL1 = KHL2 = 1.Определяем расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле для косозубой цилиндрической передачи [σН ] = ([σН ]1 + [σН ]2) / 2 ≤ 1,25[σН ]min[σН ]min = 1,25 ⋅ 463,64 = 579,55 МПа[σН ] = (536,36 + 463,64) / 2 = 500 МПа ≤ 579,55 МПаДопускаемые напряжения изгибаОпределяем допускаемые напряжения изгиба в случае различной твердости материала шестерни и колеса по формуле [σF ]1,2 = σFlim 1,2 ⋅ KFC ⋅ KFL 1,2 / SF 1,2 ,где σFlim 1,2 – предел выносливости по напряжению изгиба, зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса;SF 1,2 – коэффициент безопасности при расчете по напряжениям изгиба;KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; KFL 1,2 – коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба.[σF ]1 = 468 ⋅ 1 ⋅ 1 / 1,75 = 267,43 МПа[σF ]2 = 396 ⋅ 1 ⋅ 1 / 1,75 = 226,29 МПаОпределяем коэффициент долговечности KFL 1,2 при твердости материала менее 350 НВ по формуле