Лабораторная работа № 10

по дисциплине

«ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА»

для специальностей:

150203 «Сварочное производство»

190604 «Техническое обслуживание и ремонт автотранспорта»

190701 «Организация перевозок и управление на транспорте»

ЦЕЛЬ РАБОТЫ

1. Определение числа зубьев, диаметра выступов зубьев, делительного диаметра, диаметра впадин зубьев.

2. Определение угла наклона зубьев косозубого цилиндрического колеса.

3. Определение угла конусности конического колеса.

4. Вычисление модуля зацепления зубчатого колеса и сравнение полученного значения со стандартным.

ОБОРУДОВАНИЕ

1. Зубчатые колеса различных типов

2. Штангенциркуль

3. Линейка

4. Микрометр

ХАРАКТЕРИСТИКА ОБРАЗЦОВ

1. Колесо зубчатое цилиндрическое прямозубое

Материал: сталь 35

2. Колесо зубчатое цилиндрическое косозубое

Материал: сталь 40Х

3. Колесо зубчатое коническое прямозубое

Материал: сталь 45

ПОЯСНЕНИЯ К РАБОТЕ

Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм, в котором два подвижных зубчатых звена образуют с неподвижным звеном (стойкой или корпусом) вращательную или поступательную кинематическую пару.

Зубчатые передачи занимают главное место среди всех механических передач, встречающихся в промышленных машинах и агрегатах, и находят широкое применение в металлорежущих станках, автомобилях, тракторах, приборостроении, и т.д. Они служат для преобразования вращательных движений или вращательного движения в поступательное. Зубчатое звено может представлять собой колесо, сектор или рейку. Меньшее зубчатое колесо называется шестерней, а большее – колесом. Сектор цилиндрического колеса бесконечно большого диаметра называется зубчатой рейкой.

Достоинства зубчатых передач: компактность, постоянство передаточного числа, высокий КПД (до 0,99 в одной ступени), сравнительно небольшая нагрузка на валы и опоры, долговечность и надежность работы в широких диапазонах мощностей (до десятков тысяч киловатт), окружных скоростей (до 150 м/с) и передаточных чисел (до нескольких сотен в многоступенчатых передачах).

Недостатки зубчатых передач: сложность изготовления точных передач, возможность возникновения шума и вибраций, невозможность плавного регулирования частоты вращения ведомого звена.

Основные виды зубчатых передач с показаны на рис.1: а) – цилиндрическая прямозубая; б) – цилиндрическая косозубая; в) – шевронная; г) – с внутренним зацеплением; д) – коническая прямозубая; е) – коническая с тангенциальными зубьями; ж) – коническая с криволинейными зубьями; з) – гипоидная; и) – винтовая; к) – зубчато-реечная прямозубая.

Рис. 1

Цилиндрические колеса по виду зубьев делятся на прямозубые, косозубые и шевронные (рис 1, а,б, в). Конические колеса бывают прямозубые (рис. 1, д) и с криволинейной, чаще с круговой, формой зубьев.

Зубчатые колеса изготавливают из конструкционных сталей, из которых основными являются Сталь 45, 40Х, 40ХН, 30ХГС, 35Х, 35ХН, 30ХГТ и другие. Некоторые тихоходные колеса больших размеров изготавливают из стали Ст 6 и даже из чугуна СЧ 32.

Для увеличения твердости поверхности зубьев колёса подвергаются термообработке. В зависимости от марки стали это чаще всего улучшение или нормализация. Иногда, для увеличения твердости и уменьшения габаритов, рекомендуется закалка, нитроцементация, азотирование, поверхностная закалка токами высокой частоты и т.д.

Зубчатые передачи бывают открытыми и закрытыми. Закрытые силовые передачи называются редукторами.

Закрытые передачи (редукторы или зубчатые пары, встроенные в машину), обеспеченные достаточной смазкой, рассчитываются на выносливость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, затем выполняют проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

Открытые зубчатые передачи рассчитываются на выносливость, наоборот, по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. Проверка на выносливость по контактным напряжениям, как правило, не проводится, т.к. абразивный износ из-за примесей твердых частиц в смазке предотвращает их выкрашивание.

Наиболее часто встречаются закрытые зубчатые передачи. Их расчет начинается с определения допускаемых контактных напряжений [s_H]. Затем, зная передаваемую мощность Р и частоту вращения n₁ ведущего вала, определяют вращающие моменты Т на ведущем и ведомом валах.

При расчете цилиндрических передач находят межосевое расстояние а_w и округляют его до ближайшего стандартного (табл. 1).

,

где К_а – коэффициент формы зуба; для прямозубых колес К_а = 49,5; для косозубых К_а = 43,0;

u – передаточное число;

К_Н = (1,3…1,6) – коэффициент нагрузки;

Т₁ – вращающий момент на валу шестерни, Н∙мм;

[s_H] – допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни, МПа;

ψ_ba = = 0,2…0,4 – коэффициент ширины колеса.

Таблица 1. Межосевые расстояния а_w, мм, ГОСТ 2186 – 66, (СТ СЭВ 229 – 75).

Первый ряд следует предпочитать второму.

Далее расчет проводят в такой последовательности.

1. Определяется нормальный модуль зацепления

m_n = (0,01…0,02) а_w.

Полученное значение округляется до стандартного (табл. 2).

Таблица 2.

Значения стандартных модулей m, мм, ГОСТ 9563 - 60 (СТ СЭВ 310 – 76)

Первый ряд следует предпочитать второму.

Для прямозубых колес стандартный модуль m, для косозубых колес стандартным модулем считают нормальный модуль m_n, для шевронных колес стандартным модулем может быть как нормальный модуль m_n, так и окружной (торцовый) модуль m_t.

2. Предварительно принимается угол b наклона зубьев. Для прямозубых колес b = 0, для косозубых b = 8…16° (до 20°), для шевронных b = 25…40° (до 45°).

3. Числа зубьев шестерни и колеса. Считается, что параметры шестерни пишутся под индексом 1, а колеса – под индексом 2.

; z₂ = u ∙ z₁,

где z₁ и z₂ – числа зубьев шестерни и колеса;

m_n – нормальный модуль зацепления; для прямозубых колес m_n = m

u – передаточное число;

b – угол наклона зубьев.

Полученные числа зубьев округляются до целых значений, причем, во избежание подрезания зубьев, необходимо, чтобы z₁ ³ 17.

4. Уточняется значение угла наклона зубьев

5. Рассчитываются основные размеры зубьев (рис. 2).

Рис. 2

а) высота головки зуба h_a = m_n;

б) высота ножки зуба h_f = 1,25m_n;

в) высота зуба h = 2,25 m_n.

6. Определяются основные размеры шестерни и колеса:

а) диаметры делительных окружностей

; ;

б) диаметры окружностей вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m_n; d_a2 = d₂ + 2m_n;

в) диаметры окружностей впадин зубьев

d_f1 = d₁ – 2,5m_n; d_f2 = d₂ – 2,5m_n

г) ширина колеса и шестерни

b₂ = ψ_ba∙a_w; b₁ = b₂ + 2…5 мм.

При расчете конических передач сначала находят диаметр внешней делительной окружности шестерни, мм, (рис. 3):

;

где К_Н = 1,2…1,5 – коэффициент нагрузки;

Т₁ – вращающий момент на шестерне, Н∙мм;

u – передаточное число;

= 0,85 – коэффициент снижения нагрузочной способности конической передачи по сравнению с цилиндрической;

[s_H] – допускаемые контактные напряжения зубьев колеса, МПа.

Рис. 3

Далее задаются числом зубьев шестерни (из условия z₁ = 18…32)

и колеса (z₂ = u∙z₁), вычисляют внешний окружной модуль

и округляют до стандартного, находят углы делительных конусов шестерни и колеса

δ₂ = arctg(u); δ₁ = 90° – δ₂ ,

определяют внешнее конусное расстояние

R_e = d_e1/2sinδ₁

и ширину зубчатого венца

b = 0,285R_e

В данной работе рассматриваются цилиндрические и конические зубчатые колеса.

ЗАДАНИЕ

При подготовке к лабораторной работе студент должен знать:

– марки сталей, из которых изготавливаются зубчатые колеса,

– основные параметры зубчатых колес и методы их расчета,

– значения общего передаточного числа многоступенчатой передачи и отдельных ступеней,

– средние значения КПД зубчатых передач;

должен уметь:

– определять основные размеры зубчатого колеса,

– рассчитывать модуль зацепления и выбирать стандартное значение,

– рассчитывать и подбирать зубчатую пару по заданной мощности и межосевому расстоянию;

– ответить на контрольные вопросы;

– правильно оформить отчет по лабораторной работе.

РАБОТА В ЛАБОРАТОРИИ