Файл: Журнал практических работ по дисциплине Прикладная механика Вариант 17 студент гр. Ббпэ2131 Федотова А. О. Проверил к т. н., доцент Белобородова Т. Г. Стерлитамак 2023 практическая.docx

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 10.11.2023

Просмотров: 150

Скачиваний: 1

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
Министерство науки и высшего образования Российской ФедерацииИнститут химических технологий и инжиниринга федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего образования«Уфимский государственный нефтяной технический университет»(ИХТИ ФГБОУ ВО в г. Стерлитамаке)Кафедра «Оборудование нефтехимических заводов» Журнал практических работпо дисциплине: «Прикладная механика»Вариант 17Выполнила: студент гр. ББПЭ-21-31 Федотова А.О.Проверил: к.т.н., доцент Белобородова Т.Г.Стерлитамак 2023ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА №1Устройство и расчёт цилиндрических зубчатых передачЗадание: Рассчитать закрытую косозубую передачу одноступенчатого цилиндрического редуктора.Исходные данные:Р1=3,5 кВт

n1 = 750 об/мин

n2=375 об/мин
Т=104 ч

нереверсивный

постоянная
мощность на ведущем валу частота вращения ведущей шестерничастота вращения ведомогозубчатого колесасрок службы передачиредукторнагрузкаОпределяем передаточное число редуктора U по формуле:(2.1)где n1 – частота вращения шестерни, об/мин;n2 – частота вращения зубчатого колеса, об/мин. По ГОСТу 2185-66 округляем вычисленное значение до стандартного U=2 (с. 38).Определяем угловые скорости вращения шестерни и зубчатого колеса ω, рад/с, по формуле: – шестерни:– зубчатого колеса:
Определяем вращающий момент T1 Н∙м, на ведущем валу: (2.3)где P1 – мощность на ведущем валу, Вт:Определяем вращающий момент Т2, Н∙м, на ведомом валу:T2=T1U; (2.4)Т2 =44,59∙ 2 = 89,18 Н∙м.Выбираем материал для изготовления шестерни и зубчатого колеса.Исходя из условий работы редуктора, а также желаемых небольших габаритов, выбираем для изготовления шестерни и колеса сравнительно недорогую сталь 40Х с улучшением.Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни НВ1 назначается больше твёрдости колеса HВ2.Принимаем для колеса твердость на 30 единиц ниже, чем у шестерни: колесо – 245 НВ, шестерня – 285 НВ Определяем допускаемые контактные напряжения [σ], МПа:, (2.5)где [SH] – коэффициент безопасности, [SH]=1,1÷1,2, таблица 2.2. (приложение 2, с. 38);KHL – коэффициент долговечностиKHL=1;Н limB – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа (с. 39). Для колеса заготовка выбирается в пределах 90-120 мм диаметра, тогда НВ=245 (с. 38):

σΗlimΒ =2·HB + 70;

σΗlimΒ =2·245 + 70 = 560 МПа;

МПа.
(2.6)
Определяем межосевое расстояние aW мм:
(2.7)
где Ка – вспомогательный коэффициент для прямозубых Ka=43 (c. 39);КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КHβ=1 T2 – вращающий момент на ведомом валу редуктораТ2=115,52 Нм;Ψba – ширина зубчатого венца, Ψba = 0,4 (c. 40);U – передаточное число редуктора, U=4.


Полученное значение межосевого расстояния аw округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.По ГОСТу 2185–66 принимаем значение межосевого расстояния аw=80 мм (таблица 2.8, c. 40).Определяем модуль зацепления m, мм:

m = (0,010,02)· ;

m = (0,010,02)·80 = 0,8  1,6 мм.
(2.8)
Полученное значение модуля m выбрать из стандартного ряда модулей.По ГОСТу 9563–60 принимаем значение модуля зацепления зубчатых колёс m=2 мм (таблица 2.9).Примем предварительно угол наклона зубьев =100.Определяем число зубьев шестерни Z1:
(2.9)
Полученное значение Ζ1 округлить до целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Принимаем Z1=26Определяем число зубьев зубчатого колеса Z2:

Z2=ZU;

Z2=262=52.
(2.10)
Принимаем значение Z2=52Уточняем значение угла наклона зубьев: (2.11)=

.

Определяем геометрические размеры передачи.

Определяем делительный диаметр шестерни d1, мм:


d1=m·Z1/cos;

d1 =2·26 / 0,98 = 53,06 мм.
(2.12)
Определяем делительный диаметр колеса d2, мм:

d2=m·Z2/cos;

d2 =2·52 / 0,98 = 106,12мм.
(2.13)
Определяем диаметры вершин зубьев шестерни da1, мм:

da1=2·m + d1;

da1 =2·2+53,06 = 57,06 мм.
(2.14)
Определяем диаметры вершин зубьев колеса da2, мм:

da2 = 2·m + d2;

da2 =2·2 + 106,12 = 110,12 мм.
(2.15)
Уточняем межосевое расстояние: (2.16)Определяем ширину колеса b2, мм:

b2 = · aw ,
(2.17)
где  – коэффициент ширины венца колеса =0,4 (таблица 2.7, c. 40):b2 =0,4·80 =32 мм.Округляем ширину колеса и шестерни так, чтобы последняя цифра была бы «0» или «5».Принимаем значение ширины колеса b2=35 мм.Определяем ширину шестерни b1, мм:

b1 =b2 +5;

b1=35 + 5 = 40 мм.
(2.18)
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру :
(2.19)
Определяем окружную скорость колес V, м/с, и степень точности передачи:



(2.20)
где d2 – делительный диаметр колеса;ω2 – угловая скорость вращения колеса.Для косозубых колес при V<4 м/с назначаем по ГОСТу 1643–81 9-ю степень точности (таблица 2.11).Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки ΚΗ по формуле:

ΚΗ=ΚΗβ·ΚΗα·ΚΗV,
(2.21)
где ΚΗα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем ΚΗα=1;ΚΗβ – коэффициент, учитывающий расположение зубчатыхколёс относительно опор, ΚΗβ=1 (c. 39);ΚΗV – коэффициент динамической нагрузки, ΚΗV =1,01 (c. 41).

ΚΗ =1·1·1,09=1,09.


Проверяем контактное напряжение σΗ, МПа:
(2.22)
где аw – межосевое расстояние, мм;b2 – ширина колеса, мм;


Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.Допускаемая недогрузка передачи (σΗ<[σ]Η) не более 10% и перегрузка (σΗ<[σ]Η) до 5%.Где 462<509,09Определяем силы, действующие в зацеплении.Окружная сила Ft, Н:Ft=2Т1 / d1, (2.23)где Т1 – крутящий момент на шестерне, Нмм;d1 – делительный диаметр шестерни, мм;Ft=244.59103 / 53,06=1681 Н.Определяем радиальную силу Fr, H:

Fr=Ft·tg/cos,
(2.24)
где α – угол зацепления, принятый по ГOCTy 13755–81;α =20º;Fr =1681·tg20º / 0,98 = 624 H.Определяем осевую силу Fa, Н:Fa

Смотрите также файлы