 ПОЗНАВАТЕЛЬНОЕ Сила воли ведет к действию, а позитивные действия формируют позитивное отношение Как определить диапазон голоса - ваш вокал Игровые автоматы с быстрым выводом Как самому избавиться от обидчивости Противоречивые взгляды на качества, присущие мужчинам Вкуснейший "Салат из свеклы с чесноком" Натюрморт и его изобразительные возможности Применение, как принимать мумие? Мумие для волос, лица, при переломах, при кровотечении и т.д. Как научиться брать на себя ответственность Зачем нужны границы в отношениях с детьми? Световозвращающие элементы на детской одежде Как победить свой возраст? Восемь уникальных способов, которые помогут достичь долголетия Классификация ожирения по ИМТ (ВОЗ) Глава 3. Завет мужчины с женщиной
Оси и плоскости тела человека - Тело человека состоит из определенных топографических частей и участков, в которых расположены органы, мышцы, сосуды, нервы и т.д.
| Механические характеристики сталей 12
Продолжение таблицы 7
В таблице 7 приняты следующие обозначения: способы термообработки: Н - нормализация, У - улучшение, 3 - закалка, Ц - цементация; dm - наружный диаметр заготовки шестерни. Определим размеры заготовок для шестерни и зубчатого колеса по формуле [4]: По таблице 7 выбираем для шестерни и колеса – сталь 45, термообработку для шестерни – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НВ, с пределом прочности 890 МПа, термообработку для колеса – нормализация, твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ, с пределом прочности 780 МПа. Средние значения твердости поверхностей зубьев для шестерни и колеса:
2.2. Определение допускаемых напряжений. Допускаемые контактные напряжения определяются по зависимости [4]:
В таблице 8 приводятся данные для расчета допускаемых контактных напряжений.
Таблица 8 Данные для расчета допускаемых контактных напряжений
Коэффициент долговечности:
где
где
где
Таблица 9 Характеристики типовых режимов нагружения
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса принимаются для передач:
Определим допускаемые контанктные напряжения.
где базовое число иклов нагружений
Величины, входящие в формулу (7) определяются как [4]:
Таблица 10 Данные для расчета допускаемых напряжений изгиба
где qi – показатель степени кривой усталости (табл. 9), NFO=4*106 – базовое число циклов при изгибе, mF – коэффициент эквивалентности, для легкого режима работы (табл. 9) mF1 =0.038, mF2 =0.038.
Поскольку
Определим допускаемые напряжения изгиба по формуле (7):
2.3. Проектный расчет косозубой передачи. Межосевое расстояние
где Ka =450 для прямозубых передач, Ka =410 для косозубых и шевронных передач,
Таблица 11 Межосевые расстояния по ГОСТ 2185-66
Рекомендуемый диапазон для выбора модуля mn = (0.01…0.2)aw = (0.01…0.02)160 = 1.6…3.2 мм. Из расчетного диапазона выбираем стандартный модуль (табл. 12) mn = 2 мм.
Таблица 12 Модули по ГОСТ 9563-60
Суммарное число зубьев передачи (b=120 – делительный угол наклона зубьев)
Число зубьев шестерни и колеса
Фактическое передаточное отношение Фактическое передаточное число отличается от значения по ГОСТу:
В соответствие с ГОСТ 2185-66 отличие фактического передаточного числа при u< 4.5 не должно превышать номинальное более 2,5%.
Определим геометрические размеры зубчатых колес: делительные диаметры зубчатых колес -
диаметры окружностей вершин зубьев -
диаметры окружностей впадин зубьев -
ширина зубчатого колеса - 2.4. Проверка зубчатой передачи по контактным напряжениям. Проверочный расчет проводится по формуле [4]:
где Za=9600 – для прямозубых передач, Za=8400 – для косозубых и шевронных передач. Коэффициент контактной нагрузки определяется как:
где kHa - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, kHb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса определяется по табл.13:
kHV – динамический коэффициент определяется по табл. 14 в зависимости от окружной скорости в зацеплении и степени точности изготовления зубчатых колес:
Тогда
Таблица 13 Коэффициент kHb и kFb для различных схем передач
Таблица 14 Значения коэффициента kНV*
*В числителе значения для прямозубых передач, в знаменателе для непрямозубых. Степень точности в общем машиностроении не применятся. По формуле 11 определяем контактные напряжения:
Выполним расчет перегрузки передачи по контактным напряжениям т.к.
2.5. Проверка зубчатой передачи по напряжениям изгиба.
где К=2000 для прямозубых передач, К=1860 для косозубых и шевронных передач, Таблица 15 Значение динамического коэффициента
Таблица 16 Эквивалентное число зубьев колес и коэффициент формы зубьев
Определим эквивалентное число зубьев
и коэффициент формы зуба для некорригированных колес (табл. 16). Методом интерполяции находим Тогда
ЛИТЕРАТУРА Основная литература 1. Детали машин: учебник для вузов / М. Н. Иванов, В. А. Финогенов. - 12-е изд., испр. - М. : Высшая школа, 2008. - 408 с. 2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. – 5-е издание, дополн.- М.: Машиностроение, 2006, - 560 с., ил. Дополнительная литература 3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Инфра-М, 2011. – 415 с. 4. Расчет деталей машин: Учебное пособие по курсам «Детали машин и основы конструировании» и «Механика» / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. – 172 с. 5. Курсовое проектирование по дисциплине «Деталей машин»: Учеб. пособие/ Н.Г. Новгородова. Екатеринбург: Изд-во Рос. гос. проф.-пед. ун-та, 2011. – 445 с.
Задания и методические указания к выполнению контрольных работ по дисциплине «Механические передачи»
Подписано в печать . Формат 60х84/16. Бумага для множ. аппаратов. Печать плоская. Усл. печ. л. ____ . Уч.- изд. л.___ . Тираж____ экз. Заказ____ ФГАОУ ВПО «Российский государственный профессионально-педагогический университет, Екатеринбург, ул. Машиностроителей, 11.
Ризограф ФГАОУ ВПО РГППУ. Екатеринбург, ул. Машиностроителей, 11. 12 |
(2)
, МПа
(3)
- базовое число циклов при действии контактных напряжений,
(4)
- эквивалентное число циклов напряжений
(5)
- коэффициент эквивалентности, определяемый по таблице 9; 
- суммарное число циклов нагружений за весь срок службы передачи.
(6)
- частота вращения зубчатого колеса, об/мин; с - число зацеплений за один оборот колеса; th - суммарное время работы передачи в часах; Кг - коэффициент использования передачи в течение года; Кс - коэффициент использования передачи в течение суток; L - срок службы передачи в годах; ПВ - относительная продолжительность включения.
- для прямозубых передач; 
- для косозубых и шевронных прередач , где 
- наименьшее из напряжений 
и 
.
Поскольку 
примем 
Вычислим
определяем по таблице 7. 
Допускаемые контанктные напряжения определяются по формуле (2): 
Допускаемые напряжения изгиба определяются аналогично допускаемым контактным напряжениям [4]:
(7)
По таблице 10 принимаем: 
(8)
(9)
, примем KFL1=1, вычислим
, (10)
- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, 
=0.4 при проектном расчете, 
- коэффициент контактной нагрузки, 
Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего большего стандартного значения aw = 160 мм(табл. 11).
округлим до ближайшего целого ZS = 157 и уточним делительный угол наклона зуба 
округлим до целого Z1 = 31, Z2 = ZS - Z1 = 157 – 31 = 126.
.
Ширину зубчатого колеса округлим до ближайшего значения из ряда номинальных размеров по ГОСТ 6636-69 bw2= 63 мм, bw1= bw2+(2…5), тогда bw1= 63+5=68 мм, примем по ГОСТ 6636-69 bw1= 67 мм.
(11)
,
, примем 8 степень точности, kНV = 1.062.
(12)
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба (табл.13) 
, 
- динамический коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл.15), 
1.4; 
- коэффициент формы зуба шестерни (колеса), определяется по табл.16.
Таким образом, получили: 
что удовлетворяет условие прочности на изгиб зубьев передачи.
