Инструкция к практической работе

Государственное образовательное профессиональное учреждение

Ярославской области «Ярославский автомеханический колледж»

Специальность: 23.02.03 « Техническое обслуживание и ремонт автомобильного транспорта».

Предметно-цикловая комиссия: общепрофессиональных дисциплин».

Дисциплина: « Техническая механика».

ИНСТРУКЦИЯ (ЗАДАНИЕ)

К ПРАКТИЧЕСКОЙ РАБОТЕ №12.

« Расчет на контактную прочность прямозубой цилиндрической передачи».

Цель: Приобрести навыки расчета зубчатых цилиндрических передач.

Порядок проведения работы:

1. Перечертить кинематическую схему закрытой прямозубой передачи.

1. Выполнить кинематический расчет передачи и подобрать марку электродвигателя.

1. Выполнить проектировочный расчет зубчатой передачи с определением межосевого расстояния, модуля и диаметров зацепления.

1. Выполнить проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

1. Выполнить проверочный расчет передачи по допускаемым напряжениям изгиба.

1. Сделать вывод о прочности разработанной передачи.

Инструкцию составил: Цымбал Н.Б.

Председатель ПЦК : Исаковская Е.Л.

Рассчитать закрытую прямозубую цилиндрическую зубчатую передачу, предназначенную на длительный срок службы, обеспечив приработку зубьев в процессе работы (HBc исходными данными Р₁= ____ кВт;n₁=_____об/мин;u = _____ ; материал зубчатых колёс: сталь _____

1.В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, поэтому выбираем материалы со средними механическими характеристиками ([1], с.34, табл.3.3):

для шестерни – сталь _____, термическая обработка - ____________________, твёрдость HB_______;

для колеса – сталь _____, термическая обработка - ____________________, твёрдость (на 25-30 единиц меньше)HB______.

2.Межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев определяем по формуле:

a_w= К_a ( u+1) (мм),

где К_a– коэффициент, К_a = _____ ([1], с.32);

u – передаточное число;

К_Hβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,

К_Hβ = _______ ([1], с.32,табл. 3.1);

Ψ_ba – коэффициент ширины венца,Ψ_ba = _______([1], стр.33);

Т₂– вращающий момент на валу колеса, Н · мм:

Т₂ = Т₁ u η (Н·мм),

где Т₁– вращающий момент на валу шестерни, Н · мм:

Т₁= ( Н · мм),

где Р₁ – мощность на валу шестерни, кВт;

𝛚₁ – угловая скорость на валу шестерни, рад/с:

𝛚₁ = (рад/с),

где n₁ – частота вращения вала шестерни, об/мин

𝛚₁ = рад/с

Т₁ = Н·мм

η – КПД передачи:

η = η₁ η₂²,

где η₁ – КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи,η₁ = ______([1], с.5, табл.1.1);

η₂ – КПД пары подшипников качения, η₂ = _________ ([1], с.5, табл.1.1)

η =

Т₂ = Н·мм

[σ_H] – допускаемое контактное напряжение, МПа:

[σ_H] = (МПа),

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа,

σ_Hlimb = __________________МПа ([1], с.34, табл.3.2);

К_HL – коэффициент долговечности,К_HL = ______ (при длительном сроке службы) ([1], с.33);

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] = ______([1], с.33)

σ_Hlimb1 = МПа

σ_Hlimb2 = МПа

[σ_H1] = МПа

[σ_H2] = МПа

В качестве расчётного допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее из двух значений [σ_H] =[σ_H2]

a_w = мм

Принимаем a_w =_________ мм ([1], с.36)

3.Определяем окружной модуль зацепления:

m_t = (0,01 ÷ 0,02) a_w (мм),

m_t = мм

Принимаем m_t =_____ мм ([1], с.36)

4.Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Z_∑= ,

Z_∑ = Принимаем Z_∑ =

Z₁ = ,

Z₁ = Принимаем Z₁ =

Z₂ =Z_∑ - Z₁,

Z₂ =

По округлённым значениям Z₁ и Z₂ уточняем передаточное число

u_р = ,

u _р =

Примечание:

Расхождение полученного передаточного числа с заданным не должно превышать 2,5% при u ≤ 4,5 и 4% при u 4,5

δ = 100 (%),

δ = %

5.Уточняем межосевое расстояние

a_w = (мм),

a_w = мм

6.Определяем основные размеры шестерни и колеса:

6.1.Делительные диаметры

d₁= (мм),

d₁= мм

d₂= (мм),

d₂ = мм

6.2Диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ +2(мм),

d_a1 = мм

d_a2 = d₂ +2 (мм),

d_a2 = мм

6.3.Диаметры впадин зубьев

d_f1 = d₁ – 2,5 (мм),

d_f1 = мм

d_f2 = d₂– 2,5(мм),

d_f2 = мм

6.4.Ширина колеса

b₂ = (мм),

b₂ = мм

6.5.Ширина шестерни

b₁ = b₂ + (1÷ 2)(мм),

b₁ = мм

7.Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψ_bd = ,

Ψ_bd =

8.Определяем окружную скорость колёс и степень точности передачи:

𝑣 =(м/с),

𝑣 = м/с

При такой скорости для прямозубых колёс принимаем ________ степень точности передачи ([1], с.32).

9.Выполняем проверку контактных напряжений:

σ_H = ≤ [σ_H],

где K_H – коэффициент нагрузки:

K_H =K_Hα

гдеK_Hα- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями,

K_Hα= _______ ([1], с.39, табл.3.4);

K_H𝑣 - динамический коэффициент,K_H𝑣 = _____ ([1], с.40, табл.3.6);

K_Hβ= _______ ([1], с.39, табл.3.5)

K_H =

σ_H = МПа

δ = (%)

δ = %

Примечание: расчёт считается верным если σ_H[ σ_H]не более 15%или σ_H[ σ_H] не более 5%

10.Определяем усилия, действующие в зацеплении:

10.1.Окружные усилия на шестерне и колесе

F_t1=(Н),

F_t1 = Н

F_t2 = (Н),

F_t2 = Н

10.2.Радиальные усилия на шестерне и колесе

F_r1 = (Н),

где α_w- угол зацепления, ^◦ , α_w=20^◦

F_r1 = Н

F_r2 = (Н),

F_r2 = Н

11.Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

σ_F = ≤ [σ_F](МПа),

где Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба,Y_F1 = ______;Y_F2 =______([1], с.42);

K_F – коэффициент нагрузки:

K_F = K_Fβ K_F𝑣,

где K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при изгибе,K_Fβ = ______ ([1], с.43, табл.3.7);

K_F𝑣- коэффициент динамичности нагрузки,K_F𝑣 = _______ ([1], с.43, табл.3.8)

K_F =

[σ_F] –допускаемое напряжение изгиба, МПа:

[σ_F] = (МПа),

где σ_Flimb – предел выносливости при базовом числе циклов, МПа,

σ_Flimb = ______________ МПа ([1], с.45, табл.3.9);

[S_F] – коэффициент безопасности:

[S_F]= [S_F]′ [S_F]′ ′,

где [S_F]′ -коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса,

[S_F]′= ______([1], с.45, табл.3.9);

[S_F]′ ′ - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса,

[S_F]′ ′ = _________ (для проката) ([1], стр.44)

[S_F]=

σ_Flimb1 = МПа

σ_Flimb2 = МПа

[σ_F1]= МПа

[σ_F2]= МПа

Находим отношения

Для шестерни = МПа

Для колеса = МПа

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденноеотношение меньше

σ_F1 = ≤ [σ_F1]или σ_F2 = ≤ [σ_F1]

σ_F = МПа

Сравнить полученное значение напряжения изгиба с допускаемым напряжением изгиба:

σ_F = ______ МПа _F]= ______ МПа

Литература:

1.С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение, 2005.