Проект зубчатой передачи
МІНІСТЕРСТВО
ОСВІТИ УКРАЇНИ
Кафедра прикладної механіки
ПРОЕКТ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ
ПМ.ДМ.02.07.200
Розрахунково-графічна робота
з прикладної механіки
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
1
ПІДГОТОВЧА РОБОТА
1.1 Вхідні дані
Визначимо потужність яка буде
потрібна від двигуна
,
.
З [1] згідно з таблицею 5.4 ми маємо: hц=0,96…0,98; hп=0,99…0,995; hм=0,94…0,97.
Приймаємо: hц=0,97; hп=0,99; hм=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.
1.2 Вибір матеріалу і визначення допустимих
напружень
Використаємо таблицю 8.8 з [2].
Для шестерні виберемо сталь 35ХМ:
термообробка поліпшення,
межа міцності sМ1=900 МПа,
межа текучості sТ1=800 МПа,
твердість HB
241.
Для колеса виберемо сталь 45:
термообробка поліпшення,
межа міцності sМ2=750 МПа,
межа текучості sТ2=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 .
,
,
,
.
2
ПРОЕКТНИЙ
РОЗРАХУНОК
2.1
Проектний
розрахунок на контактну витривалість при дії довгочасного навантаження
,
,
.
Для сталевої прямозубої
передачі Ka=495 МПа. З таблиці 8.4 [2] при HB<350 та при симетричному
розміщенні коліс на валу маємо yba=0,3…0,5, виберемо yba=0,3. По рисунку 8.15 [2]
крива V при знайдемо
KHb=1,03. Приймемо aw=310 мм, тоді . Приймаю bw=95 мм.
Застосуємо
програму PRAM2, з такими вихідними даними:
Передаточне число u = 4.93.
Крутящий момент на веденому
колесі T2 = 1513.
Коефіцієнт ширини передачі yba = 0,30.
Межа текучості матеріалу
ведучого колеса sT1 = 800.
Межа текучості матеріалу
веденого колеса sT2 = 450.
Коефіцієнт перевантаження 0.
Частота обертання ведучого
вала n1 = 1480.
Твердість по Бринелю
матеріалa ведучого колеса HB1=241.
Твердість по Бринелю
матеріалa веденого колеса HB2=200.
Вид передачі : прямозуба.
Розташування коліс на валі : симетричне.
ДН пpи pозрахунку на КВ
для ведучого колеса sHP1 = 502,
для веденого колеса sHP2 = 427.
ДН пpи pозрахунку на ВПИ
для ведучого колеса sFP1 = 173,
для веденого колеса sFP2 = 144.
Програма видала такі дані: aw=320, bw=100 (майже вірно).
2.2
Проектний геометричний розрахунок.
Міжосьова відстань aw=320 мм .
Ширина зачеплення bw=100 мм .
Модуль зачеплення нормальний
mn=4,00 мм .
Числа зубів : z1=26 ,
z2=134 .
Кут нахилу зубів b= 0 град. 0 хв. 0 сек.
Початкові діаметри коліс : dw1=104,0 мм ,
dw2=536,0 мм .
Ділильні діаметри коліс : d1=104,0 мм ,
d2=536,0 мм .
Діаметри виступів коліс : da1=112,0 мм ,
da2=544,0 мм .
Діаметри западин коліс : df1=94,0 мм ,
df2=526,0 мм .
Рисунок 2
Перевіримо частоту обертання
вихідного валу ,
,
.
Одержали частота обертання
вихідного вала у межах допустимого.
Додаткові відомості.
Колова швидкість w= 8,059 м/с ,
Коефіцієнти перекриття :
торцевого ea= 1,75 ,
осьового eb= 0,00 ,
Ступінь точності 7
.
3. ПЕРЕВІРОЧНИЙ
РОЗРАХУНОК
3.1.
Перевірка контактної витривалості при дії довгочасного навантаження
Розрахункове напруження sH=399 МПа ,
допустиме напруження sHP=427 МПа .
sH=399 < sHP=427 контактна витривалість
забезпечується.
Недовантаження у межах
рекомендованого з точки зору економічності.
3.2. Перевірка витривалості при згині при дії
довгочасного навантаження
Розрахункове напруження на
перехідній поверхні :
eF1=112 МПа,
eF2=104 МПа,
допустиме значення напруження
згину
eFP1=173 МПа,
eFP2=144 МПа.
eF1=112 МПа < eFP1=173 МПа,
eF2=104 МПа < eFP2=144 МПа,
витривалість
при згині забезпечується.
3.3. Перевірка статистичної міцності при
короткочасних перевантаженнях
Діюче
контактне напруження при перевантаженні
=592 МПа ,
допустиме контактне
напруження при перевантаженні
=1260 МПа ,
діючі напруження при згині
при перевантаженні
=247 МПа ,
=228 МПа ,
допустиме напруження при
згині при перевантаженні
=640 МПа ,
=360 МПа .
,
,
.
Витривалість
при перевантаженні забезпечується.
СПИСОК ПОСИЛАНЬ
1 Расчёты деталей машин: Справ.
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. – М.: Высш. шк., 1984. –
336 с.
ЗМІСТ
Технічне завдання 1
1 Підготовча робота 2
1.1 Вхідні дані 2
1.2 Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень 3
2 Проектний розрахунок 5
2.1 Проектний розрахунок на
контактну витривалість при дії довгочасного навантаження 5
2.2 Проектний геометричний розрахунок 6
3 Перевірочний розрахунок 9
3.1 Перевірка контактної витривалості при дії довгочасного навантаження 9
3.2 Перевірка витривалості при згині при дії довгочасного навантаження 9
3.3 Перевірка статичної міцності при дії короткочасного перевантаження 9