Применим программу PRAM2, с такими исходными данными:

Передаточне число u = 4.93.

Крутящий момент на ведомом колесе T2 = 1513.

Коэффициент ширины передачи ba = 0,30.

Граница текучести материала ведущего колеса T1 = 800.

Граница текучести материала ведомого колеса T2 = 450.

Коэффициент перегрузки 0.

Частота обращения ведущего вала n1 = 1480.

Твердость по Бринелю матеріалa ведущему колесу HB1=241.

Твердость по Бринелю матеріалa ведомому колесу HB2=200.

Вид передачи : прямозубая.

Расположение колес на вале : симметричное.

ДН при расчете на КВ для ведущего колеса HP1 = 502,

для ведомого колеса HP2 = 427.

ДН при расчете на ВПИ для ведущего колеса FP1 = 173,

для ведомого колеса FP2 = 144.

Программа выдала такие данные: aw=320, bw=100 (почти верно).

2.2 Проектный геометрический расчет.

Межосевое расстояние aw=320 гг .

Ширина зацепления bw=100 гг .

Модуль зацепления нормальный mn=4,00 гг .

Числа зубьев : z1=26 ,

z2=134 .

Угол наклона зубьев = 0 град. 0 мин. 0 сек.

Начальные диаметры колес : dw1=104,0 гг ,

dw2=536,0 гг .

Делительные диаметры колес : d1=104,0 гг ,

d2=536,0 гг .

Диаметры выступлений колес : da1=112,0 гг ,

da2=544,0 гг .

Диаметры впадин колес : df1=94,0 гг ,

df2=526,0 гг .

Рисунок 2

Проверим частоту обращения исходного вала ,

,

.

Получили частота обращения исходного вала в границах допустимого.

Дополнительные сведения.

Колова скорость = 8,059 м/с ,

Коэффициенты перекрытия :

торцового = 1,75 ,

осевого = 0,00 ,

Степень точности 7.3.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

3.1. Проверка контактной выносливости при действии долговременной погрузки

Расчетное напряжение H=399 МПа ,

допустимое напряжение HP=427 МПа .

H=399 < HP=427 контактная выносливость обеспечивается.

Проверим величину недогруженности .

Недогруженность в границах рекомендованной с точки зрения экономичности.

3.2. Проверка выносливости при сгибе при действии долговременной погрузки

Расчетное напряжение на переходной поверхности :

F1=112 МПа,

F2=104 МПа,

допустимое значение напряжения сгиба

FP1=173 МПа,

FP2=144 МПа.

F1=112 МПа < FP1=173 МПа,

F2=104 МПа < FP2=144 МПа,

выносливость при сгибе обеспечивается.

3.3. Проверка статистической прочности при кратковременных перегрузках

Действующее контактное напряжение при перегрузке

=592 МПа ,

допустимое контактное напряжение при перегрузке

=1260 МПа ,

действующие напряжения при сгибе при перегрузке

=247 МПа ,

=228 МПа ,

допустимое напряжение при сгибе при перегрузке

=640 МПа ,

=360 МПа .

,

,

.

Выносливость при перегрузке обеспечивается.

СПИСОК ССЫЛОК

1 Расчёты деталей машин: Справь. пособие / А. В. Кузьмин, И. М. Чернин, Б. С. Козинцов. – Мн.: Выш. шк., 1986. – 400 с.

2 Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. вузов. – Г.: Высш. шк., 1984. – 336 с.

СОДЕРЖАНИЕ

Техническая задача 1

1 Подготовительная работа 2

1.1 Входные данные 2

1.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений 3

2 Проектный расчет 5

2.1 Проектный расчет на контактную выносливость при действии долговременной погрузки 5

2.2 Проектный геометрический расчет 6

3 Проверочный расчет 9

3.1 Проверка контактной выносливости при действии долговременной погрузки 9

3.2 Проверка выносливости при сгибе при действии долговременной погрузки 9

3.3 Проверка статической прочности при действии кратковременной перегрузки 9

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ УКРАЇНИ

Кафедра прикладної механіки

ПРОЕКТ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

ПМ.ДМ.02.07.200

Розрахунково-графічна робота

з прикладної механіки

Відмінно

Керівник В.Ю. Грицюк

Виконав

студент гр.

Чернігів 1999

ТЕХНІЧНЕ ЗАВДАННЯ

Запроектувати прямозубу циліндричну передачу при таких даних: потужність на вихідному валу PВИХ=47,5 кВт; частота обертання тихохідного валу nВИХ=(30015) об/хв; передача реверсивна; термін експлуатації нескінчений.

Кінематична схема

Рисунок 1

ПІДГОТОВЧА РОБОТА

1. Вхідні дані

Визначимо потужність яка буде потрібна від двигуна

,

.

З [1] згідно з таблицею 5.4 ми маємо: ц=0,96…0,98; п=0,99…0,995; м=0,94…0,97.

Приймаємо: ц=0,97; п=0,99; м=0,97.

Визначимо потрібну частоту обертання вала двигуна

.

З таблиці 5.5 [1] знаходимо iзаг=3…6.

Скориставшись таблицею 5.1 з [1], виберемо двигун 4А 225М4.

Потужність: ,

синхронна частота обертання ,

ковзання ,

коефіцієнт перевантаження .

Отримані дані:

,

,

,

.

Передача прямозуба, реверсивна. Термін експлуатації нескінчений.

1. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень

Використаємо таблицю 8.8 з [2].

Для шестерні виберемо сталь 35ХМ:

термообробка поліпшення,

межа міцності М1=900 МПа,

межа текучості Т1=800 МПа,

твердість HB 241.

Для колеса виберемо сталь 45:

термообробка поліпшення,

межа міцності М2=750 МПа,

межа текучості Т2=450 МПа,

твердість HB 192…240,

виберемо твердість HB 200.

Поверхнева обробка не передбачається.

При твердості менше HB 350 можливе припрацювання.

Визначення допустимих напружень для розрахунку на контактну витривалість при дії довгочасного навантаження.

,

,

.

З таблиці 8.9 [2] при нормалізації, поліпшенні при HB 180…350 маємо , а .

,

.

При нескінченому терміні експлуатації KHL=1.

Так як передача прямозуба, то маємо .

Визначимо допустиме напруження для розрахунку на витривалість при згині при дії довгочасного навантаження.

,

,

.

З таблиці 8.9 [2] при нормалізації, поліпшенні при HB 180…350 маємо , а .

,

.

При нескінченому терміні експлуатації KFL=1.

Так як передача реверсивна, то маємо KFC=0,7…0,8, приймемо KFC=0,7.

Визначаємо допустимі напруження для статичної перевірки міцності при дії короткочасного перевантаження.

З таблиці 8.9 [2] при нормалізації, поліпшенні при HB 180…350 маємо , а .

,

,

,

.

1. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК

   1. Проектний розрахунок на контактну витривалість при дії довгочасного навантаження

,

,

.

Для сталевої прямозубої передачі Ka=495 МПа. З таблиці 8.4 [2] при HBba=0,3…0,5, виберемо ba=0,3. По рисунку 8.15 [2] крива V при знайдемо KH=1,03. Приймемо aw=310 мм, тоді . Приймаю bw=95 мм.