Головна » Статті » Фізика [ Додати статтю ]
Привід з циліндрично-конічно-циліндричним редуктором
2. Вступ

Технічний рівень усіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування. Одним з напрямків вирішення задачі створення і запровадження нових високоефективних і продуктивних знарядь праці є вдосконалення і розвиток конструкцій і методів розрахунку створюваних машин і підготовка висококваліфікованих інженерів широкого профілю.

Проектування по курсу “Деталі машин” включено в учбові плани усіх механічних спеціальностей. Воно є завершальним етапом в циклі базових загальнотехнічних дисциплін. Проект з курсу “Деталі машин” – перша самостійна конструкторська робота.

В цій роботі розробляється привід загального призначення. Він має : двигун, втулково – пальцеву муфту, трьохступінчатий циліндрично – конічно – циліндричний редуктор, муфту.

Документи, що включає проект:

ДМ. 24 – 02. 02. 000 – пояснювальна записка. Формат А4;

Привід з циліндрично – конічно – циліндричним редуктором

ДМ. 24 – 02. 01. 000 – креслення загального вигляду. Формат А1 – 1 лист;

Редуктор ДМ. 24 – 02. 11. 000 – креслення загального вигляду. Формат А1 – 1 лист;

Вал зубчатого колеса і конічної шестерні - ДМ. 24 – 02. 11. 001 – креслення деталі. Формат А3 – 1 лист;

Конічна шестерня - ДМ. 24 – 02. 11. 002 – креслення деталі. Формат А3 – 1 лист;

Зубчасте колесо - ДМ. 24 – 02. 11. 003 – креслення деталі. Формат А3 – 1 лист;

Ведучий вал редуктора - ДМ. 24 – 02. 11. 007 – креслення деталі. Формат А3 – 1 лист;

3. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

3.1 Знаходження загального коефіцієнта корисної дії приводу:

 = П n i = 1 * i ;

де м = 0,99– ККД муфти;

пп = 0,995 – ККД однієї пари підшипників;

цп = 0,98 – ККД зубчатої циліндричної передачі;

кп = 0,96 – ККД конічної передачі.

 = 2м * 4пп * 2цп * кп = 0,992 * 0,9954 * 0,982 * 0,96 = 0,886

3.2 Потужність на вхідному валу приводу:

Nвих = Твих * n вих / 9550 = 1200 * 38 / 9550 = 4.77, кВт.

3.3 Розрахункова потужність електродвигуна:

Nдв = Nвих / = 4,77 / 0,886 = 5,38, кВт.

По розрахунковій потужності вибираємо електродвигун типу 4А112М4У3 ГОСТ 19523 – 81. Основні технічні дані наведені у таблиці 3.1 та на рис. 3.1

Таблиця 3.1

Потуж ність,

кВт Синхронна частота обертання,

об/хв частота обертання,

об/хв Тпуск /

Тном Тmax /

Тном

ККД,

%

Cos 

5.5 1500 1445 2.0 2.2 85.0 0.85

Габаритні, установочні і приєднувальні розміри електродвигуна наведені в таблиці 3.2

Таблиця 3.2

3.4 Загальне передаточне число приводу:

n = nдв / nвих = 1445 / 38 = 38,03;

Розбиваємо загальне передаточне число між ступенями редуктора. Приймаємо передаточне число циліндричної передачі u1 = 4; конічної передачі u2 = 3,15; циліндричної передачі u3 = 3,02.

3.5 Потужність на кожному валу:

N1 = Nдв = 5,38 кВт;

N2 = N1 * м * пп *цп = 5,38 * 0,99 * 0,,995 * 0,98 = 5,194 кВт;

N3 = N2 * пп *кп = 5,194 * 0,995 * 0,,96 = 4,961 кВт;

N4 = N3 * пп *цп = 4,961 * 0,995 * 0,98 = 4,837 кВт;

N5 = N4 * пп *м = 4,837 * 0,995 * 0,99 = 4,765 кВт.

3.6 Число обертів на кожному валу:

n1 = nдв = n2 = 1445 об / хв;

n3 = n2 / u1 = 1445 / 4 = 361.25 об / хв;

n4 = n3 / u2 = 361.25 / 3.15 = 114.683 об / хв;

n5 = n4 / u3 = 114.683 / 3.02 = 37.97 об / хв.

3.7 Крутячий момент на кожному валу:

Т1= 9550 * N1 / n1 = 9550 * 5,38 / 1445 = 35,556 Н * м;

Т2= 9550 * N2 / n2 = 9550 * 5,191 / 1445 = 34,327 Н * м;

Т3= 9550 * N3 / n3 = 9550 * 4,961 / 361,25 = 131,149 Н * м;

Т4= 9550 * N4 / n4 = 9550 * 4,837 / 114,683 = 402,792 Н * м;

Т5= 9550 * N5 / n5 = 9550 * 4,765 / 37,97 = 1198,466 Н * м.

Результати розрахунків зводимо у таблицю 3.3

Таблиця 3.3

№ вала Потужність, кВт Число обертів, хв-1 Крутний момент, Н*м

1 5,38 1445 35,556

2 5,194 1445 34,327

3 4,961 361,25 131,149

4 4,837 114,683 402,792

5 4,765 37,97 1198,466

3.8 Розраховуємо режим роботи і розрахункове навантаження.

Загальний термін служби приводу :

t = 365*L*n*tc*Kдіб*Крік = 365*2*10*8*0.92*0.78 = 41907.84 год.

Еквівалентний час роботи передач при розрахунку по контактним напруженням:

tекв = t* і = 1к (Ті / Т)3 * Ni = t* [(1.8 * T / T)3 * 0.0008 + (T / T)3* 0.25 + (0.65* T / T)3 * 0.45 + (0.5 * T / T)3 * 0.3] = 41907.84 * [0.0047 + 0.25 + 0.124 + 0.0375] = 17423.05 год.

Еквівалентний час роботи передач на згин:

tекв = t* і = 1к (Ті / Т)6 * Ni= 41907,84 * (0,027 + 0,25 + 0,034 + 0,005) = 13236 год.

4. Розрахунок циліндричної косозубої передачі першого ступеня.

Дано: N2 = 5.194 кВт; передаточне число передачі u = 4; передача нереверсивна; термін служби 41907,84 год.

4.1 Вибір матеріалу і термічної обробки за таблицею(1 №6)

Таблиця 4.1

Механічні властивості після обробкиМарка сталі ГОСТ Термообробка Роозмір перерізу Тверд.НВ b, МПа t, МПа

Шестерня 40Х 4543-71 Покращ. 60 … 100 230-260 750 520

Колесо Сталь45 1050-74 Покращ.  100 192-240 750 450

4.2 Визначаємо допустимі контактні напруження

[]H = H limb * KHL *ZR ZV /SH , Мпа

де H limb – границя контактної витривалості поверхні зубців;

SH - коефіцієнт безпеки при розрахунку на контактну

витривалість;

KHL – коефіцієнт довговічності;

ZR – коефіцієнт, який враховує шероховатість спряжених

поверхонь зубців;

ZV – коефіцієнт, який враховує колову швидкість;

SH – якщо матеріал однорідний, то Sn = 1.1

KHL = MнNцно / Nцне = 617,07*106 /1510,6*106 = 0,47

де Мн – показник ступеня до контактної виносливості. Мn для

сталей = 6;

Nцно – базове число зміни циклів напруг,

Nцно = 30 (НВ)2.4 = 30*2502.4 = 17,07*106 циклів;

Nцне – еквівалентне число циклів,

Nцне = 60* tекв*n*KHE = 60*17423.005*1445*1 = 510.6*106 циклів;

KHE – коефіцієнт приведення перемінного режиму напруження до

еквівалентного постійного KHE =1, за таблицею ( 4.№ 6 ) ;

ZR =1 за таблицею ( 5 № 6 );

ZV = 1 при   5 м/с;

Якщо Nцне >Nцно то KHL =1.

4.3 Визначення розрахункових контактних напружень []HР

Для шестерні вибираємо НВ = 250, HRC = 25;

Для колеса приймаємо НВ = 240, HRC = 24;

Тоді H limb1 = 20 HRC+ 70 = 20*25+70 = 570, мПа;

H limb2 = 20HRC+70 = 20*24+70 = 550 мПа;

[]H1 = 570/1,1 = 518.18 мПа;

[]H2 = 550/1,1 = 500 мПа;

[]HР = 0,45([]H1 +[]H2 ) = 0,45(518.18+500) = 458.18 мПа.

так як []HР < []H2 , то за розрахункове приймаємо []HР= =500МПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень

[]Hmax . []Hmax =2.8T

[]Hmax1 =2.8*520 = 1456, мПа;

[]Hmax2 =2.8*450 = 1260, мПа;

4.4 Визначення допустимих напружень на згин:

[]F = F limb*YR * YS *KFL *КFC /SF , мПа;

де F limb – границя витривалості зубів по напруженню згину;

SF – коефіцієнт безпеки при розрахунках на згин;

YR – коефіцієнт, який враховує шероховатість перехресної

поверхні;

YS – коефіцієнт, який враховує чутливість матеріалів і кон- .

центрацію напруги ;

KFL – коефіцієнт довговічності;

КFC– коефіцієнт, який враховує вплив двостороннього

прикладення навантаження;

F limb = 18 HRC,

F limb1 = 18*25 = 450, мПа;

F limb2 = 18*24 = 432, мПа;

SF = 1.75 при ймовірності неруйнування зубів до 99%;

YR = 1 – при фрезерувальних або шліфувальних поверхнях;

YS = 1 – при проектному розрахунку;

KFL = MFNFо / NFе .

MF – показник степеня. MF =6 при HRC 35.

NFо - базове число циклів зміни напруг при згині. NFо = 4*106

NFе - еквівалентне ( сумарне) число циклів зміни напруг,

NFе = 60Ln*n*nз * КFе ;

Ln = tекв = t k I = 1(Ti/T)3 Ni = 17423.05 год.;

n1 = 1445*хв-1 ; n2 =1445/4 = 361.25 хв-1 ;

m31 = n32 = 1 – число зачеплень. КFе = 1;

NFе1 = 60*17423,05*1445*1,1 = 25,18*106 циклів ;

NFе2 = 60*17423,05*361,25*1,1 = 6,29*106 циклів;

В усіх випадках, коли NFе > NFо то KFL =1.

KFС = 1 – на витривалість при згині.

[]F1 = 450/1,75 * 1*1*1*1 = 257,14 МПа;

[]F2 = 432/1,75* 1*1*1*1 = 246,86 МПа;

Визначення максимально-допустимих напружень згину []max

[]max = 27.4 HRC – для зубців, які підвержені нормалізації або поліпшенню:

[]max1 = 27.4*25 = 685 МПа;

[]max2 = 27.4*24 = 657 МПа;

Всі розрахунки зводимо до таблиці 4.2:

Таблиця 4.2

[]H, МПа []Hp, МПа []Hmax, МПа []F, МПа []Fmax, МПа

Шестерня 518,18 458,18 1456 257,14 685

Колесо 500 458,18 1260 246,86 657.6

4.5 ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ.

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

awmin = Ка(u + 1) 3(T2 - Кн)/ba *u []2Hp,

де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ;

ba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

bd = 0.5ba (u + 1) = 0.5*0.4(4+ 1) = 1.

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від bd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кн = 1.17

aw = 430(4+1) 3(34,327*1,17)/0,4*4*5002 = 99,93 мм.

По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 100 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо b = 15о . Число зубців шестерні z1 = 19; z2 = z1 u = 19*4 = 76.

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 aw cos/ (z1 + z2) = 2*100*cos15/(19+76) = 2.03 Мпа;

Стандартний модуль зубців Mn = 2(ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців: cos = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 2(19+76)/2*100 = 0,95, тоді  = 18о 10І 20ІІ

4.6 Попередні значення деяких параметрів передачі.

Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса:d1 = 2 aw /u +1 = 2*100/4 +1 = 40 мм;

d2 = d1 u = 40*4 = 160 мм.

Ширина зубчастих вінців :

b2 = ba* aw = 0.4*100 = 40 мм;

b1 = b2 +2 = 40 + 2 = 42 мм.

Колова швидкість зубчастих коліс.

v = 0.51d1 = 0.5n* d1/30 = 0.5*3.14*1445*0.04/30 = 3.02м/с.

За даними табл. 22.2 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nст =9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

zv1 = z1/cos3  = 19/0.953 = 22.16;

zv2 = z2/cos3  = 76/0.953 = 88.64.

Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].

E = [ 1.88 - 3.2 (1/ z1+1/ z2)] cos = [1.88 – 3.2 (1/19 + 1/76)*0.95 = 1.59;

Коефіцієнт ocевого перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].

E = b2 sin/(*Mn) = 40*sin18о 10І 20ІІ/3.14*2 = 1.99;

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

Ft = FHt = FFt =2T1 /d1 = 2*34.327*103 /40 = 1716.35H;

4.7 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому:

H = zE * zH * zM Ht (u +1)/ d1*u []HР

де zE = 1/Е2 = 1/1,59 = 0,79 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

zH = 1,77 cos = 1.77*0.95 = 1.68;

zM = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс.

Колова сила

Ht = Ft / b2 * KH * KH * KHv ;

де KH = 1,13 табл. 23,3 [1] – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями;

KHv = 1,05 табл. 23,4 [1] – коефіцієнт динамічного навантаження;

Тоді: Ht = 1716.35*1.13*1.17*1.05/40 = 59.62 н/мм;

H = 0.79*1.68*2.75*59.62*(4 +1)/40*4 = 498.18 МПа;

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо H < []HP , 498.18 < 500.

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за формулою 23.28[1].

[]Hmax = H *T1max /TH = 498.18 * 2T1 / T1 = 704.53 МПа;

[]Hmax < []Hmax ; 704.53 < 1624 МПа.

4.8 Розрахунок зубів на втому при згині:

[]gym = YF * YE * Y *FL /Mn []F ,

де YF1 = 4,08; YF2 = 3,61 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];

YE - коефіцієнт перекриття (ст. 303[1]);

Y = 1-/140 = 1-18/140 = 0,87 - коефіцієнт нахилу зубів.

Ft– розрахункова колова сила.

KF = (4 + (E -1)(nст –5))/4*E = (4 + ( 1.59 – 1)(9 – 5))/4*1.59 = 1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;

KF = 1.32 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс (рис.23.8 [1]);

KFv =1.1 - коефіцієнт динаміки навантаження за таблицею 23.4 [1].

Ft = 1716.35*1*1.32*1.1/40 = 62.3 н/мм;

F1 = 4.08*1*0.87*62.3/2 = 110.57 МПа < 267.43 МПа;

F2 = 3.61*1*0.87*62.3/2 = 97.83 < 246.86 МПа.

Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням за формулою 23.31 [1].

Fmax = F (T1max /T1F ) []Fmax

[]Fmax1 = 110.57*(2T1 /T ) = 221.14 < 712.4 МПа;

[]Fmax1 = 97.83*2 = 195.66 < 657.6 МПа.

4.9 Розрахунок параметрів зубчатої передачі (ст 311[1]).

ha – висота головки зубця;

hf = 1.25 Mn = 1.25*2 = 2.5 – висота ніжки;

h = 2.25 Mn = 2.25*2 = 4.5 – висота зубця;

с = 0.25 Mn = 0.25*2 = 0.5 – радіальний зазор;

n = 200 кут профілю зубів.

Розміри вінців зубчастих коліс:

d1 = 40; d2 = 160 – ділильні діаметри;

dа1 = d1 + 2Mn = 40 + 2*2 = 44 мм;

dа2 = d2 + 2Mn = 160 + 2*2 = 164 мм;

df1 = d1 – 2.5Mn = 40 – 2.5*2 = 35 мм;

df2 = d2 – 2.5Mn = 160 – 2.5*2 = 155 мм.

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі :

Ft = 1716.35 H;

Fr = Ft tg n /cos  = 1716.35 tg 20/0.95 = 657.58 H;

Fa = Ft tg = 1716.35 tg 18 = 564.14 H.

5. Розрахунок конічної прямозубої передачі.

Вихідні дані : N = 4.961 кВ; n = 361.25;

T = 131.149 H*м; U = 3.15

Вибір матеріалу і термічної обробки за табл.1 [6]:

Таблиця 5.1

Механічні властивості після обробки

Марка сталі ГОСТ Термообробка Розмір перерізу Тверд.НВ b, МПа t, МПа

Шестерня Сталь45 1050-74 Покращ.  100 192 - 240 750 450

Колесо Сталь45 1050-74 Нормалі  80 170 - 217 600 340

5.1.Визначаємо допустимі напруження:

Для шестерні вибираємо НВ = 230; HRC = 22;

Для колеса приймаємо НВ = 210; HRC = 20 ;

H limb1 = 20НRC + 70 = 20*22 + 70 = 510 МПа;

H limb2 = 20НRC + 70 = 20*20 + 70 = 470 МПа.

Тоді допустимі контактні напруження:

[]H1 = 510/1,1 = 463,64 МПа;

[]H2 = 470/1,1 = 427,27 МПа;

[]HР = 0,45([]H1 +[]H2 ) = 0,45(463,64+427,27) = 400,91 мПа,

так як []HР < []H2 , то за розрахункове приймаємо []HР =427,27 мПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень[]Hmax

[]Hmax =2.8T :[]Hmax1 =2.8*450 = 1260 МПа;

[]Hmax2 =2.8*340 = 952 МПа.

Допустимі напруження згину:

F limb = 18 HRC:

F limb1 = 18*22 = 396 МПа;

F limb2 = 18*20 = 360 МПа;

[]F1 = 396/1,75 = 226,29 МПа;

[]F2 = 360/1,75 = 205,71 МПа.

Визначення максимально-допустимих напружень згину []max

[]Fmax = 27.4 HRC:

[]Fmax1 = 27.4*22 = 602.8 МПа;

[]Fmax2 = 27.4*20 = 548 МПа.

Всі розрахунки зводимо до таблиці 5,2

Таблиця 5.2.

[]H, МПа []Hp, МПа []Hmax, МПа []F, МПа []Fmax, МПа

Шестерня 463,64 400,91 1260 226,29 602,8

Колесо 427,27 400,91 952 205,71 548

5,2 Проектний розрахунок конічноі передачі:

За формулою 24.36[1] визначаємо мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса:

Dezmin = Kd3 T1H KH u2 /( Кbe (1 - Кbe )) []2H, мм.

де Кbe = 0.27 – коефіцієнт ширини зубчастих вінців ( ст 315[1]);

Кbd = Кbe u/( 2 - Кbe ) = 0.273.15/(2 – 0.27) = 0.49;

КH =1.04 – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантажження по ширині зубця ввінців (рис.24.5, ст 319[1];

Кd - 1000МПа – допоміжний коефіцієнт, ст 322[1]. За формулою 24.35 [1] мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса

Dezmin = Kd3 T1H KH u2 /( Кbe (1 - Кbe )) []2H = 1000* 3131.149*1.04*3.152 /(0.27(1 – 0.27)*5002 ) = 301.72 мм.

Визначаємо число зубців шестерні:

Z1 = 20; z2 = u*z1 = 3.15*20 = 63.

За формулою 24.36 [1] модуль зубців:

Me = de2min /z2 = 301.72/63 = 4.79 мм.

За ГОСТ ом 9563 – 60 (ст. 260 [1]) .беремо Me = 5мм. Попередні значення деяких параметрів передач).

de1 = Me* z1 =5*20 = 100 мм;

de2 = Me* z2 =5*63 = 315 мм.

За формулами 24.2 та 24.7 [1] зовнішня кон.відстань:

Re = 0.5Me (z1)2 + (z2)2 = 0.5*5202 + 632 = 165.25 мм.

b = b1 = b2 = Кbe Re = .27*165.25 = 44.62 мм – ширина зубчастих вінців.

За формулою 24.8 середня конусна відстань:

Rm = Re – 0.5b = 165.25 – 0.5*44.62 = 142.34 мм.

Середній модуль зубців:

Mm = MeRm/Re = 5*142.94/165.25 = 4.32 мм.

За формулою 24.20 [1]:

dm1 = Mm* z1 = 4.32*20 = 86.4 мм;

dm2 = Mm* z2 4.32*63 = 272.16 мм.

Кути при вершинах ділильних конусів шестерні та колеса за формулами 24.1[1].

1 = arctg (z1/ z2 ) = arctg (20/63) = 17.61250 = 170 36I 14II

2 = 90-1 =72.24I 46II

Колова швидкість зубчастих коліс:

V = 0.5 1 dm1 = 0.5 n* dm2 /30 = 0.5*3.14*361.25*10-3 *864 / 30 = 1.63 м/с.

За даними таблиці 22.2 ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nc = 9)

Еквівалентні числа зубців конічних зубчатих коліс, обчислюються за формулами 24.20 [1].

zv1 = (z1 1 + u2 )/u = (201 + 3.152 )/3.15 = 20.98;

zv2 = (z2 1 + u2 ) =63 1 + 3.152 = 208.21.

Коефіцієнт торцевого перекриття:

E = 1.88 – 3.2 (1/ zv1 + 1/zv2 ) = 1.88 – 3.2(1/20.98 + 1/208.21) = 1.71.

За формулою 24.22 [1] колова сила:

Ft = FHt = FF = 2T1 /dm1 =2* 131.149 * 103 /86.4 = 3035.86H.

5.3 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому:

H = zM* zH*zE (Ht /dm1 )( 1 + u2 /u), мПа.

де zm = 275 МПа-1/2 – коефіцієнт механічної властивості матеріалів [1].

zm = 168 – ст.320 [1];

zE = (4 – E)/3 = (4 – 1.71)/3 = 0.87;

KHa = 1 – розподіл навантаження між зубцями;

KH = 1.04;

KHv = 1.08 – коефіцієнт для навантаження (див.таб 23.4 [1]).

За формулою 24.29 питомий розподіл колової сили:

Ht = FHt * KHa KH KHv/ 0.85b = 3035.86/0.85*44,62*1*1.04*1.08 = 89,91 н/мм.

За формулою 24.32 розраховуєм конт. навантаження:

H = zM* zH*zE (Ht /dm1 )( 1 + u2 /u) = 275*1.68*0.87(89.91/86.4)* (1+3.152 )/3.15 = 419,98 МПа

H =419,98 МПа < [H] = 427,27 МПа.

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність:

Hmax = H T1max /T1 = 419,982 T1/T1 = 593,94 МПа;

Hmax = 593,94 МПа < []Hmax = 952 МПа.

5.4 Розрахунок зубців на втому при згині:

F = YF YE Y Ft /Mm, МПа;

де YF1 = 4.08; YF2 = 3.62 – табл. 23.5 [1];

YE = 1 – коефіцієнт тертя зубців ( ст.321)[1];

Y = 1 коефіцієнт нахилу зубців (ст.321) [1];

KF = 1 – розподіл навантаження між зубцями ( ст 320)[1];

KF = 1.04 – коефіцієнт нерівно. Рис.24.5 [1].

За формулою 24.30 питомий розрахунок колової сили:

Ft = FFt * KF *KF KFv /0.85b = 3035.86 * 1*1.04*1.06/0.85*44.62 = 88.24 н/мм.

F1 = YF1 YE Y Ft /Mm = 4.08*1*1*88.24/4.32 = 83.34 Мпа;

F2 = YF2 YE Y Ft /Mm = 3.62*1*1*88.24/4.32 = 73.94 Мпа;

F1 = 83.34 МПа < []F1 = 226,29 Мпа;F2 = 73.94 МПа < []F2 = 205,71 Мпа.

Розрахунок зубців на міцність при згині:

F1max = F1 (T1max /T1) = 267.43*2 = 534.86 Мпа;

F2max = F2 (T1max /T1) = 246.86 *2 = 493.72 Мпа;

F1max = 534.86 < 602,8 Мпа;

F2max = 493.72 < 548 Мпа.

5.5 Розрахунок параметрів конічної передачі :

hae = me = 4.79 мм – зовнішній виступ головного зубця;

hfe = 1.2 me = 1.2*4.79 = 5.75 мм – зовнішній виступ ніжки зубця;

he = 2.2 me = 2.2*4.79 = 10.54 мм – зовнішній виступ зубця;

C = = 0.2 me = 0.2*4.79 = 0.96 мм – радіальний зазор;

 = 200 - кут провідного зуба;

1 = 170 36І 14ІІ;

2 = 720 24І 46ІІ;

de1 = 100 мм;

de2 = 315 мм.

Зовнішній діаметр вершин зубців :

dae1 = de1 + 2 me cos1 = 100 + 2*4.79 *cos170 = 109.13 мм;

dae2 = de2 + 2 me cos2 = 315 + 2*4.79 *cos720 = 317.88 мм.

Зовнішній діаметр впадин:

dfe1 = de1 – 2.4 me cos1 = 100 – 2.4*4.79 *cos170 = 89.04 мм;

dfe2 = de2 – 2.4 me cos2 = 315 – 2.4*4.79 *cos720 = 311.55 мм;

Re = 165.25 мм;

Rm = 142.94 мм;

Mm = 4.32 мм;

dm1 = 86.4 ; dm2 = 272.16 мм.

Кут головки та ніжки зубців за 24.11 [1]:

tg a = hae /Re = 4.79/165.25 = 0.02899. a =1.66030 ; a = 10 42I 2II;

tg f = hfe /Re = 5.75/165.25 = 0.0348. f =1.99280 ; a = 10 59I 15II.

Кути косинуса вершин за 24.12 [1]:

a1 = 1 +a = 170 36І 14ІІ + 10 42I 2II = 190 18I 16II;

a2 = 2 +a = 720 24І 46ІІ + 10 42I 2II = 740 06I 48II.

Кути косинуса впадин за 24.13 [1]:

f1 = 1 - f = 170 36І 14ІІ - 10 59I 15II = 150 37I 59II;

f2 = 2 - f = 720 24І 46ІІ - 10 59I 15II = 700 25I 31II.

Сили в зачепленні зубців конічної передачі 24.26 [1]:

Ft = 3035.86 H

Радіальна сила на шестерні :

Fr1 = Fa2 = Ft tg a cos1 = 3035.86 * tg20 cos 170 36І 14ІІ = 1053.17 H.

Осьова сила :

Fa1 = Fr2 = Ft tg a cos2 = 3035.86 * tg20 cos 720 24І 46ІІ = 331.88 H.

6. Розрахунок косозубої циліндричної передачі третього ступеня:

Вихідні дані : N = 4.837 мВт; n = 114.683 хв-1 ; Т = 402,792 Н*м; U = 3.02

Вибір матеріалу і термічної обробки за таблицею 1 [6].

Таблиця 6.1

Механічні властивості після обробки

Марка сталі ГОСТ Термообробка Розмір перерізу Тверд.НВ b, МПа t, МПа

Шестерня 40X 4543-71 Покращ. 60 .. 100 230 - 260 750 520

Колесо Сталь45 1050-74 Покращ.  100 192 - 240 750 450

6.1 Визначаємо допустимі напруження:

Для шестерні вибираємо НВ = 250; HRC = 25;

Для колеса приймаємо НВ = 235; HRC = 23 тоді;

H limb1 = 20НRC + 70 = 20*25 + 70 = 570 МПа;

H limb2 = 20НRC + 70 = 20*23 + 70 = 530 МПа;

Тоді допустимі контактні напруження:

[]H1 = 570/1,1 = 518.18 МПа;

[]H2 = 530/1,1 = 481.82 МПа;

[]HР = 0,45([]H1 +[]H2 ) = 0,45(518.18+481.82) = 450 мПа;

так як []HР < []H2 , то за розрахункове приймаємо []HР =481.82 мПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень []Hmax

[]Hmax =2.8T:

[]Hmax1 =2.8*520 = 1456 МПа;

[]Hmax2 =2.8*450 = 1260 МПа.

Допустимі напруження згину:

F limb = 18 HRC:

F limb1 = 18*25 = 450 МПа;

F limb2 = 18*23 = 414 МПа;

[]F1 = 450/1,75 = 257.14 МПа;

[]F2 = 414/1,75 = 236.57 МПа.

Визначення максимально-допустимих напружень згину []max

[]Fmax = 27.4 HRC:

[]Fmax1 = 27.4*25 = 685 МПа;

[]Fmax2 = 27.4*23 = 630.2 МПа;

Всі розрахунки зводимо в таблицю 6.2:

Таблиця 6.2

[]H1, МПа []Hp, МПа []Hmax, МПа []F, МПа []Fmax, МПа

Шестерня 518,18 450 1456 257,14 685

Колесо 481,82 450 1260 236,57 630,2

6.2 Проектний розрахунок косозубої циліндричної передачі

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

awmin = Ка(u + 1) 3(T *Кн)/ba *u []2Hp:

де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ;

ba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

bd = 0.5ba (u + 1) = 0.5*0.4(3.02+ 1) = 0.8;

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від bd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кн = 1.08

aw = 430(3.02+1) 3(402.792*1,08)/0,4*3.02*481,822 = 200,1 мм.

По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 200 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо  = 15о . Число зубців шестерні z1 = 20, z2 = z1 u = 20*3.02 = 60.4

z2 = 61, тоді u = 61/20 = 3.05

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 aw cos/ (z1 + z2) = 2*200*cos15/(20 + 61) = 4.77 мм.

Стандартний модуль зубців Mn = 4.5 мм (ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців:cos = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 4.5(20 + 61)/2*200 = 0,91, тоді  = 24о 18І 7ІІ

6.3 Визначаємо попередні значення деякий параметрів передач:

Ділильні діаметри шестерні і колеса:

d1 = Mnz1 /cos = 4.5*20/0.91 = 98.77 мм;

d2 = Mnz2 /cos = 4.5*61/0.91 = 301.23 мм;

Ширина зубчастих вінців :

b2 = ba* aw = 0.4*200 = 80 мм;

b1 = b2 +2 = 80 + 2 = 82 мм;

Колова швидкість зубчастих коліс:

v = 0.51d1 = 0.5n* d1/30 = 0.5*3.14*114.683 * 98.77/30 = 592.79 * 10-3 = 0.59м/с.

За даними табл. 22.3 на ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nст = 9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

zv1 = z1/cos3  = 20/0.913 = 26.54;

zv2 = z2/cos3  = 61/0.913 = 80.95;

Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].

E = [ 1.88 - 3.2 (1/ z1+1/ z2)] cos = [1.88 – 3.2 (1/20 + 1/61)*0.91 = 1.52

Коефіцієнт ocьового перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].

E = b2 sin/(*Mn) = 80*sin24о 18І 7ІІ/3.14*4.5 = 2.33.

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

Ft = FHt = FFt =2T1 /d1 = 2*402.792*103 /98.77 = 8156.16 H.

6.4 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність:

H = zE * zH * zM Ht (u +1)/ d1*u []HР , МПа.

де zE = 1/Е2 = 1/1,52 = 0,827 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

zH = 1,77 cos = 1.77*0.91 = 1.62;

zM = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс;

Колова сила:

Ht = Ft / b2 * KH * KH * KHv ;

KHa = 1.12;

KHv = 1.01;

KHb = 1.08;

Htt = 8156.16*1.12*1.08*1,01/80 = 124,6 н/мм;

тоді H = 0.827*1.62*2.75*124,6*(4.5 +1)/98.77*4.5 = 457,48 МПа.

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо H < []HP , 457,48 < 481,82.

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за формулою 23.28[1].

[]Hmax = H *T1max /TH = 457,48 * 2 = 646,97 МПа;

[]Hmax < []Hmax ; 646,97 < 1260 МПа;

6.5 Розрахунок зубів на втому при згині:

[]gym = YF * YE * Y *FL /Mn []F , мПа.

де YF1 = 4,08; YF2 = 3,62 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];

YE = 1 - коефіцієнт перекриття (ст. 303[1]);

Y = 1-/140 = 1-(24.3213/140) = 0,83 - коефіцієнт нахилу зубів.

Ft– розрахункова колова сила:

KF = (4 + (E -1)(nст –5))/4 *E = (4 + ( 1.52 – 1)(9 – 5))/4*1.52 = 1 коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.

KF = 1.15 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс (рис.23.8 [1]).

KFv =1.1 - коефіцієнт динаміки навантаження за таблицею 23.4 [1].

Ft = 8156.16*1*1.15*1.1/80 = 128.97 н/мм;

F1 = 4.08*1*0.83*128.97/4.5= 97.05 МПа < 257,14 МПа;

F2 = 3.62*1*0.83*128.97/4.5 = 86.11 < 236,57 МПа.

Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням за формулою 23.31 [1].

Fmax = F (T1max /T1F ) []Fmax

[]Fmax1 = 97.05*2 = 194.1 < 685 МПа.

[]Fmax1 = 86.11*2 = 172.22 < 630,2 МПа.

6.6 Розрахунок параметрів зубчатої передачі (ст 311[1]).

ha – висота головки зубця;

hf = 1.25 Mn = 1.25*4.5 = 5.625 – висота ніжки;

h = 2.25 Mn = 2.25*4.5 = 10.125 – висота зубця;

с = 0.25 Mn = 0.25*4.5 = 1.125 – радіальний зазор;

n = 200 кут профілю зубів.

Розміри вінців зубчастих коліс:

d1 = 98.77; d2 = 301.23 – ділильні діаметри;

dа1 = d1 + 2Mn = 98.77 + 2*4.5 = 107.77 мм;

dа2 = d2 + 2Mn = 301.23 + 2*4.5 = 310.23 мм;

df1 = d1 – 2.5Mn = 98.77 - 2*4.5 = 87.52 мм;

df2 = d2 – 2.5Mn = 301.23 - 2*4.5= 289.98 мм;

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі :

Ft = 8156.16 H;

Fr = Ft tg n /cos  = 8156.16 tg 20/0.91 = 3257.72 H;

Fa = Ft tg = 8156.16 tg 24.3213 = 3686.3 H.

7. Розрахунок валів

7.1 Складання компоновочного креслення.

Визначення орієнтовних значень діаметрів валів за формулою:

d = 3T/0.2[]кр, мм;

де []кр = 35 МПа – приблизне значення допустимого напруження кручення;

d1 = 3T/0.2[]кр = 334327/0.2*35 = 16.9 мм – приймаю d1 = 20 мм;

d2 = 3131149/0.2*35 = 26.5 мм – приймаю d2 = 30 мм;

d3 = 3402792/0.2*35 = 38,6 мм – приймаю d2 = 40 мм;

d4 = 31198466/0.2*35 = 55,5 мм – приймаю d2 = 60 мм;

Виходячи з компоновочного креслення знаходимо відстані між точками прикладання зусиль на валах. Для виготовлення валів приймаємо сталь 45, термообробка – нормалізація.

[]32II = 125 МПа – допустимі напруження згину при другому роді навантаження;

[]32III = 95 МПа – при третьому роді навантаження;[]крI = 115 МПа – допустиме напруження кручення;

 = []32III /[]32II = 95/125 = 0,76 – коефіцієнт впливу напружень кручення на зведений момент при наявності згинального моменту;

7.2 Розрахунок вхідного вала. Вал І.

а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині:

 MAx = o;

RBx = Ft*b/(b + c) = 1716*50/(50 + 50) = 858 H;

RAx = RBx = 858 H;

b) Згинальні моменти:

MCx = MAx = o;

MDx = RBx *c = 858 *0.05 = 42.9 H*м;

c) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині:

 MAy = o;

RBy = Fr1b – Fa1* (d1 /2)/(b + c) = (657*50 – 564*20)/(50 + 50) = 216 H;

 MBy = o;

RAy = Fr1c – Fa1* (d1 /2)/(b + c) = (657*50 + 564*20)/(50 + 50) = 441 H;

d) Згинальні моменти:

MDn y = - RBy * c = -216*0.05 = -11 Н*м;

MDл y = MDn y - Fa1* (d1 /2) = -11 – 564*0,02 = 22 Н*м;

Епюра сумарних згинальних моментів :

M nD = 42,92 + 112 = 44 Н*м;

M лD = 42,92 + 222 = 48 Н*м;

Епюра крутних моментів : на вал від точки С до точки D діє крутний момент Т = 34,3 Н*м;

Епюра приведених моментів :

Мпр =  M2 + (Т)2 ;

Mпр nD = 44 Н*м;

Mпр лD = 482 + (0,76*34,3)2 = 54,6 Н*м;

МпрС = МпрА = Т = 34,3 Н*м;

Знаходимо діаметри вала :

dc = dA = 3T/0.2[]кр = 334.3*103 /0.2*115 = 11 мм – приймаю dc = 22 мм; dA = 25 мм.

dD = 3 MпрD /0.1[]32III =354.6*103 /0.1*95 = 17.9 мм – приймаю d = 28 мм;

dB = 344*103 /0.1*95 = 16.6 мм – приймаю d = 25 мм;

7.3 Розрахунок проміжного вала. Вал ІІ.

а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині:

 MВx = o;

RАx = Ft2*b – Ft3*с /(b + а) = 1716*50 – 3035*50/(50 + 50) = - 659 H;

 MАx = o;

RВx = Ft2*а + Ft3*(a + b + с)/(b + а) = 1716*50 + 3035*(50 +50 + 50) /(50 +50) = 5410 H;

b) Згинальні моменти:

M32Вx = - Ft3*с = 3035*0,05 = -152 Н*м;

M32Сx = - Ft3*(b +с) + RВx *b = 3035*(0,05+ 0.05) + 5410*0.05 = -33 Н*м;

с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині:

 MAy = o;

RBy = Fr3 (a +b +c) – Fa3* (dm3 /2) – Fr2*a - Fa2* (d2 /2)/(a + b) = 1053(50 + 50 + 50) – 331*43 – 657*50 – 564* 80/ (50 + 50) = 657 H;

 MBy = o;

RAy = Fr3 *c – Fa3* (dm3 /2) + Fr2*b - Fa2* (dm2 /2)/(a + b) = 1053*50 – 331*43 + 657*50 – 654* 80/ (50 + 50) = 189 H;

б) Згинальні моменти:

M32Dy = - Fa3*dm3 /2 = 331*0.043= -14 Н*м;

M32Вy = Fr3*с - M32Dy = 1053*0,05 - 14 = 38 Н*м;

M32 nCy = - RBy* b + Fr3 (b +c) - M32Dy = - 657*0.05 + 1053*(0.05 + 0.05) - 14 = 58 Н*м;

M32 лCy = M32 nCy - Fa2* (dm2 /2) = 58 - 564*0.08 = 13 Н*м;

Епюра сумарних моментів:

MD = M32Dy =14 Н*м;

MB = 1522 + 382 = 156 Н*м;

M nC = 332 + 582 = 67 Н*м;

M лD = 332 + 132 = 35 Н*м;

Епюра крутних моментів :

На вал від точки С до точки D діє крутний момент Т = 131.1Н*м

Епюра приведених моментів :

Mпр D = 142 + (0,76*131.1)2 = 100,6 Н*м;

МпрB = 1562 + (0,76*131.1)2 = 185 Н*м;

Мпр n C = 672 + (0,76*131.1)2 = 120 Н*м;

Mпр лC = 35 Н*м;

Знаходимо діаметри вала :

dD = 3100600/0.1*95 = 21.9 мм – приймаю dD = 24 мм;

dB = 3185000/0.1*95 = 24.9 мм – приймаю d = 25 мм;

d n C = 3120000/0.1*95 = 23.2 мм – приймаю d = 30 мм;

dл C = 335000/0.1*95 = 15.4 мм – приймаю d = 25 мм;

7.4 Розрахунок проміжного вала. Вал ІІI.

а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині:

RAx = (Ft4 (b + c) + Ft5 c)/(a + b + c) = 3035.8*(75 + 75) + 8156*75 / (60 + 75 + 75) = 5081.3 H;

RBx = (Ft5 (a + b) + Ft4 a)/(a + b + c) = 8156*(60 + 75) + 3035.8*60 / (60 + 75 + 75) = 6110.5 H;

b) Згинальні моменти :

M32Dx = - RB *c = - 6110.5*0.075 = - 458.3 H*м;

M32Cx = Ft5 *b - RBx *(b +c) = 8156 * 0.075 - 6110.5*(0.075 +0.075) = - 304.8 H*м;

с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині:

RBy = Fa4 * (dm4 /2) + Fa5* (d5 /2) + Fr5* (a +b) - Fr4 *a/(a + b + c) = 1053*136 + 3686.3*49 + 3257.7*(60 + 75) - 331.8*60 / (60 + 75 + 75) = 3541.5 H;

RAy = Fa4 * (dm4 /2) + Fa5* (d5 /2) + Fr4* (b +c) - Fr5 *c/(a + b + c) =1053*136 + 3686.3*49 + 331.8*(75 + 75) - 3257.7*75 / (60 + 75 + 75) = 615.6 H;

Згинальні моменти:

M32Dn y = - RBy * c = 3541.5 * 0.075= -265.6 Н*м;

M32Dл y = - RBy * c + Fa5* (d5 /2) =3541.5 * 0.075 + 3686.3*0.049 = -84.9 Н*м;

M32nc = Fr5 *b- RBy * (b +c) + Fa5* (d5 /2) =3257.7 * 0.075 - 3541.5*(0.075 + 0.075) + 3686.3*0.049 = - 106.2;

M32лc = M32nc + Fa4* (dm4 /2) = -106.2 + 1053*0.136 = 37 Н*м;

Епюра сумарних згинаючих моментів :

M nD = 458,32 + 256.62 = 529.7 Н*м;

M лD = 458,32 + 84.92 = 466 Н*м;

M nC = 304.82 + 106.22 = 322.7 Н*м;

M лC = 304.82 + 372 = 307 Н*м;Епюра крутних моментів : на вал від точки С до точки D діє крутний момент Т = 402.7 Н*м;

Епюра приведених моментів :

Mпр nD = M nD = 529.7 Н*м;

Mпр лD = 4662 + (0,76*402.7)2 = 557 Н*м;

МпрnС = 322.72 + (0,76*402.7)2 = 444.7 Н*м;

Mпр лC = M лC = 307 Н*м;

Знаходимо діаметри вала :

dB = dA = d лС = 3307000/ 0.1*95 = 31.8 мм – приймаю d = 35 мм;

d nС = 3444700 / 0.1*95 = 36 мм – приймаю d = 36 мм;

d лD = 3 557000 / 0.1*95 = 38.8 мм – приймаю d = 40 мм;

d nD = 3529.7*103 /0.1*95 = 38.2 мм;

7.5 Розрахунок вихідного вала. Вал ІV.

а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині:

RAx = Ft6 *b /(a + b) = 8156*30 / (135 + 80) = 3034.8 H;

RBx = Ft6 *a/(a + b) = 8156* 135 / (135 + 80)= 5121.2 H;

b) Епюри згинальних моментів :

M32Dx = - RBx *b = 5121.2 * 0.08 = 409.7 H*м;

с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині:

RBy = Fr6 * a - Fa6* (d6 /2) /(a + b) = 3257.7*135- 3686.3 * 150 / (135 + 80) = - 526.3 H;

RAy = Fr6 * b + Fa6* (d6 /2) /(a + b) = 3257.7*80 + 3686.3 * 150 / (135 + 80) = 3784 H;

Згинальні моменти:

M32Dn y = - RBy * b = 526.3 * 0.08 = 42.1Н*м;

M32Dл y = 42.1 - Fa6 (d6/2) =42.1 - 3686.3*0.15 = -510.8 H*м;

Епюра сумарних моментів :

M nD = 409.72 + 42.12 = 411.8 Н*м;

M лD = 409.72 + 510.82 = 654.8 Н*м;

Епюра крутних моментів : на вал від точки С до точки D діє крутний момент Т = 1198.46 Н*м;

Епюра приведених моментів :

Мпр =  M2 + (Т)2 ;

Mпр nD = M nD = 411.8 Н*м;

Mпр лD = 654.82 + (0,76*1198.46)2 = 1121.7 Н*м;

МпрA = MпрC = 1198.46 Н*м;

Розраховую діаметри вала :

dc = dA = 3Tс/0.2[]кр = 31198600 / 0.2*115 = 37 мм – приймаю dc = 40 мм ; dA = 50 мм;

dD = 3 MпрD /0.1[]32III =31121.7*103 /0.1*95 = 49 мм – приймаю d = 55 мм;

d nD = 3411.8*103 /0.1*95 = 35 мм– приймаю d = 50 мм;

7.6 Розрахунок тихохідного вала на витривалість:

Матеріал валу - сталь 45, нормалізована за такими характеристиками:

b = 610 Мпа – тимчасовий опір розриву;

-1 = 270 Мпа – границя витривалості при симетричному циклі напружень згину;

-1 = 150 Мпа - границя витривалості при симетричному циклі напружень кручення;

 = 0,1;  = 0,05 – коефіцієнти чутливості матеріалу до асимерії циклу напружень відповідно при згині і крученні;

Сумарні згинальні моменти в небезпечних перерізах:

М31 І-І = 654.8 103 Н м;

М31 ІІ-ІІ = 0;

М31 ІІІ-ІІІ = 0;

Т = 1198,6 * 103 Н мм;

[n] = 1.8;

7.6.1. Концентрація напружень в перерізі І – І зумовлена шпоночним пазом і посадкою ступиці на вал.

1) К = 1,76 К = 1,56 - маштабні коефіцієнти для сталі 45 при даному діаметрі – табл. 5.12 (ст.184 [2]);

Е = 0,79; Е = 0,69 - коефіцієнти стану – табл. 5.16 [2];

Ra = 2.5мкм;

Кп = Кп = 1,23 - табл. 5.14 [2];

КD = (К + Кп- 1)/ Е = (1.76 + 1.23 – 1)/ 0.79 = 2.52;

КD = (К + Кп- 1)/ Е = (1.56 + 1.23 – 1)/ 0.69 = 2.59

2) По таблиці 5,15 при b = 610 МПа і посадці Н7/К6 і db = 55мм.

КD = 2,55 – беремо КD = 2,55; КD = 2,59;

КD = 2,04;

Запас міцності на нормальних напруженнях:

n = ( - 1)/ (КD*a +  m ) = 270/2.55*45.13 Мпа;

a =  = М31 І / W0 = 654.8 *103 /14510 = 45.13 Мпа; W0 = 14510 – табл. 5.9 при d = 55 мм.

Запас міцності для нормальних напружень:

 = T/ Wp = 1198.6 *103 /30800 = 38.92 мПа; Wp = 30800.

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

a = m =  /2 = 38.92/2 = 19.46 мПа;

n = ( - 1)/ (К D*a +  m ) = 150/ 2.59*19.46 + 0.05*19.46 = 2.92 Мпа.

Загальний запас міцності в перерізі І – І:

n = n * n /  n2 + n2 = 2.35 * 2.92/ (2.35)2 + (2.92)2 = 1.831 > [n] = 1.8

7.6.2. Перевіряємо запас міцності по границі міцності в перерізі ІІ – ІІ

1) визначаємо активні коефіцієнти концентрації напружень:

db = 50 мм;

КD = 2.57;

КD = 2.08 - табл. 5.15 [2].

2) n = (- 1)/ (КD*a + D m ) = 270/2.57*0 = 0 Мпа;

 = T/ Wp = 1198.6 *103 /23050 = 52 мПа;

a = m =  /2 = 52/2 = 26 мПа;

n = ( - 1)/ (К D*a +  m ) = 150/ 2.08*26 + 0.05*26 = 2.71 Мпа;

n = n = 2.71 > [n] =1.8.

7.6.3 Запас міцності в перерізі ІІІ – ІІІ.

Концентрація напружень в цьому перерізі зумовлена гальтельним переходом від діаметра db = 50 мм db = 40 мм; r = 2.5 мм.h/r = 5/2.5 = 2; r/db = 2.5/40 = 0.06;

К = 1.67;

К = 1.46;

Е = 0,8;

Е = 0,7;

Кп = Кп = 1,23 - табл. 5.14 [2];

КD = (К + Кп- 1)/ Е = (1.67 + 1.23 – 1)/ 0.8= 2.38;

КD = (К + Кп- 1)/ Е = (1.46 + 1.23 – 1)/ 0.7 = 2.41;

a = 0;

n = 0;

 = T/ Wp = T/ db23 *0.2 = 1198.6 *103 /0.2 * 403 = 93.64 мПа;

a = m =  /2 = 93,64/2 = 46,82 мПа;

n = ( - 1)/ (К D*a +  m ) = 150/ 1.46*46.82 + 0.05*46.82 = 2.12 Мпа;

n = n =2.12 > [n] = 1.8, що є допустимим.

8.Розрахунок підшипників.

8.1 Підбір підшипників для вхідного вала. Вал І.

Дано : n = 1455 об/хв – швидкість обертання вала;

dn = 25 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

Fr2 =  RAx2 + RAy2 =  8582 + 4412 = 964.6 H;

Fr1 =  RBx2 + RBy2 =  8582 + 2162 = 884.7 H;

FA = 564 H – осьова сила;

Ln = tекв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

1) Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7305, для якого Cr = 29.6 кH; e = 0.36; Y = 1.66;

2) Осьові складові від радіальних навантажень:

S1 = 0.83 * e * Fr1 = 0.83 * 0.36 * 884.7 = 264.3 H;

S2 = 0.83 * 0.36 * 964.6 = 288.2 H;

Так як S2 > S1 та FA > S2 - S1 , то FA1 = S1 = 264.3 H;

FA2 = FA1 + FA = 264.3 + 564 = 828.3 H.

3) Знаходимо відношення:

FA1 / V Fr1 = 264.3/ 1 * 884.7 = 0.298 < e = 0.36 – тоді Х = 1; Y = 0;

FA2 / V Fr2 = 828.3 / 1 * 964.6 = 0.85 > e = 0.36 – тоді Х = 0.4; Y = 1.66.

3) Еквівалентне динамічне навантаження при Кб = 1,2 – коефіцієнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефіцієнт.

PE1 = (VX Fr1 + Y FA1) Кб Kt = 884.7 * 1 * 1.2 = 1061.6 H;

PE2 = ( 1 * 0.4 * 964.6 + 1.66 * 828.3) * 1.2 * 1 = 2112.9 H.

Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність:

Сп = PE2 РLn n * 60 / 106 = 2112.9 3.3317423 * 1455 * 60 / 106 = 19.075 H < Сr = 29600H – підшипник придатний до використання.

Базова довговічність :

L10 = (Сr / PE2 )3.33 = (29600 / 2112.9 )3.33 = 6569.8 млн.об.

L10n =106 * L10 / 60 * n = 106 * 6569.8 / 60 * 1455 = 75255 годин > Ln = 17423 – заміна підшипника протягом строку експлуатації не потрібна.

8.2 Підбір підшипників для проміжного вала. Вал ІІ.

Дано : n = 361,25 об/хв – швидкість обертання вала.

dn = 25 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

Fr1 =  RAy+ 2RAx2 =  1892 + 6592 = 685,5 H;

Fr2 =  RBy2 + RBx2 =  6572 + 54102 = 5449.7 H;

FA = FA1 - FA2 = 564 – 331 = 233 H – осьові навантаження.

Ln = tекв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

1) Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7305, для якого Cr = 29.6 кH; e = 0.36; Y = 1.66 табл. 24,16[3].

2) Осьові складові від радіальних навантажень:

S1 = 0.83 * e * Fr1 = 0.83 * 0.36 * 685,5 = 204,8 H;

S2 = 0.83 * 0.36 * 5449,7 = 1628,3 H;

Так як S2 > S1 та FA < S2 - S1 , то FA1 = FA2 - FA = 1628.3 – 233 = 1395.3H;

FA2 = S2 = 1628.3 H;

3) Знаходимо відношення:

FA1 / V Fr1 = 13.95.3/ 1 * 685.5 = 2.03 > e = 0.36 – тому приймаємо Х = 0,4; Y = 1,66;

FA2 / V Fr2 = 1628.3 / 1 * 5449,7 = 0.298 < e = 0.36 – тоді Х = 1; Y = 0.

4) Еквівалентне динамічне навантаження при Кб = 1,2 – коефіцієнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефіцієнт.

PE1 = (VX Fr1 + Y FA1) Кб Kt = (1 * 0.4 * 685.5 + 1.66 * 1395.3) * 1.2 = 3108.4 H;

PE2 = 1 * 5449.7 * 1.2 = 6539.6 H.

Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність:

Сп = PE2 РLn n * 60 / 106 = 6539.6 3.3317423 * 361.25* 60 / 106 = 38855.

Базова довговічність :

L10 = (Сr / PE2 )3.33 = (29600 / 6539.6 )3.33 = 152.6 млн.об.;

L10n =106 * L10 / 60 * n = 106 * 152.6 / 60 * 361.25 = 7041.3 годин < Ln = 17423 – заміна підшипника потрібна через половину строку експлуатації.

8.3 Підбір підшипників для проміжного вала. Вал ІІІ.

Дано : n = 114,68 об/хв – швидкість обертання вала.

dn = 35 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

Fr1 =  RAx2 + RAy2 =  5081,32 + 615,62 = 5118,4 H;

Fr2 =  RBx2 + RBy2 =  6110,52 + 3541,52 = 7062,6H;

FA = FA1 - FA2 = 304,8 – 3257,7 = 2952,9 H.

Ln = tекв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

1) Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7307, для якого Cr = 48,1кH; e = 0.32; Y = 1.88.

2) Осьові складові від радіальних навантажень:

S1 = 0.83 * e * Fr1 = 0.83 * 0.32 * 5118,4 = 1359,4 H;

S2 = 0.83 * 0.32 * 7062.6 = 1875,8 H;

Так як S2 > S1 та FA > S2 - S1 , то FA1 = S1 = 1359,4 H;

FA2 = FA1 + FA = 1359,4 + 2952,9 = 4312,3 H.3) Знаходимо відношення:

FA1 / V Fr1 = 1359,4/ 1 * 5118,4 = 0.26 < e = 0.32 – тоді Х = 1; Y = 0;

FA2 / V Fr2 = 4312,3 / 1 * 7062,6 = 0,61 > e = 0.32 – тоді Х = 0.4; Y = 1.88.

4)Еквівалентне динамічне навантаження при Кб = 1,2 – коефіцієнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефіцієнт.

PE1 = (VX Fr1 + Y FA1) Кб Kt = 5118,4 * 1 * 1.2 = 6142 H;

PE2 = ( 1 * 0.4 * 7062.6 + 1.88 * 4312.3) * 1.2 * 1 = 13118,5 H.

Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність:

Сп = PE2 РLn n * 60 / 106 = 13118,5 3.3317423 *114,68 * 60 / 106 = 45225.

Базова довговічність підшипника:

L10 = (Сr / PE2 )3.33 = (48100/ 13118,5 )3.33 = 75,68 млн.об.;

L10n =106 * L10 / 60 * n = 106 * 75,68 / 60 * 114,68 = 10998 годин < Ln = 17423 –підшипник придатний до використання без заміни.

8.4 Підбір підшипників для вихідного вала. Вал ІV.

Дано: n = 37.97 об/хв – швидкість обертання вала.

dn = 50 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

Fr2 =  RAx2 + RAy2 =  3034.82 + 37842 = 4850.6 H;

Fr1 =  RBx2 + RBy2 =  5121.22 + 526.32 = 5148.1H;

FA = 3686.3 H – осьова сила.

Ln = tекв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

1) Приймаємо роликовий конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7310, для якого Cr = 96,6 кH; e = 0.31; Y = 1.94

2) Осьові складові від радіальних навантажень:

S1 = 0.83 * e * Fr1 = 0.83 * 0.31 * 5148,1 = 1324,6 H;

S2 = 0.83 * 0.31 * 4850.6 = 1248 H;

Так як S2 < S1 та FA > 0, то FA1 = S1 = 1324.6 H;

FA2 = FA1 + FA = 1324.6 + 3686.3 = 5010.9 H;

3) Знаходимо відношення:

FA1 / V Fr1 = 1324.6/ 1 * 5148,1 = 0.25 < e = 0.31 – тоді Х = 1; Y = 0;

FA2 / V Fr2 = 5010.9 / 1 * 4850.6 = 1.03 > e = 0.31 – тоді Х = 0.4; Y = 1.94.

4)Еквівалентне динамічне навантаження при Кб = 1,2 – коефіцієнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефіцієнт.

PE1 = (VX Fr1 + Y FA1) Кб Kt = 5148,1 * 1 * 1.2 = 6177.7 H;

PE2 = ( 1 * 0.4 * 4850.6 + 1.94 * 5010.9) * 1.2 * 1 = 13993.6 H.

Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність:

Сп = PE2 РLn n * 60 / 106 = 13993.6 3.331742.3 *37.97 * 60 / 106 = 21170 H < Cr = 96.6 кН – підшипник придатний до використання.

9. Розрахунок шпоночних з’єднань.

Розміри шпонок в поперечному перерізі встановлюють за стандартом в залежності від діаметра вала і вимог щодо роботоспроможності конструкцій, а їхню довжину визначають конструктивно в залежності від довжини маточини.

Прийняті розміри шпоночних з’єднань перевіряють розрахунком на зріз і зминання:

3м = 4Т / d * ep * h  []3м , мПа.

де Т – крутний момент на валу Н * мм.

d – діаметр вала, мм;

ep – розрахункова довжина шпонки, мм.

[]3м = 140  180, мПа – допустиме напруження зминання матеріалу шпонки Ст.6;

3р = 2Т / d * ep * b  []3р , мПа;

де b – ширина шпонки, мм.

[]3р = 80 мПа – допустиме напруження на зріз;

9.1 Розрахунок шпоночного з’єднання валу І:

Дано: Т = 35.556 Н * м ; d = 32 мм;

b * h = 8 * 7 мм; ep = 32 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм

3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 35556 / 32 * 32 * 7 = 19.84 мПа < []3м = 160 мПа

3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 35556/ 32 * 32 * 8 = 8.68 мПа < []3р = 80 мПа;

e = ep + b = 32 + 8 = 40 мм;

b * h * e = 8 * 7 * 40 мм.

9.2 Розрахунок шпоночного з’єднання валу ІІ:

Дано: Т = 34,327 Н * м ; d = 22 мм;

b * h = 8 * 7 мм; ep = 32 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм;

3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 34327 / 22 * 32 * 7 = 27.86 мПа < []3м = 160 мПа;

3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 34327 / 22 * 32 * 8 = 12.19 мПа < []3р = 80 мПа;

e = ep + b = 32 + 8 = 40 мм;

b * h * e = 8 * 7 * 40;

9.3 Розрахунок шпоночного з’єднання валу ІІІ:

1) Дано: Т = 131.1 Н * м ; d = 30 мм;

b * h = 8 * 7 мм; ep = 20 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм;

3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 131.1 * 103 / 30 * 20 * 7 = 124.86 мПа < []3м = 160 мПа;

3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 131.1 * 103 / 30 * 20 * 8 = 54.63 мПа < []3р = 80 мПа;

e = ep + b = 20 + 8 = 28 мм;

b * h * e = 8 * 7 * 28;

2)Дано: Т = 131.1 Н * м ; d = 24 мм;

b * h = 8 * 7 мм; ep = 24 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм;

3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 131.1 * 103 / 24 * 24 * 7 = 130.06 мПа < []3м = 160 мПа;

3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 131.1 * 103 / 24 * 24 * 8 = 56.9 мПа < []3р = 80 мПа;

e = ep + b = 24 + 8 = 32 мм;

b * h * e = 8 * 7 * 32.

9.4 Розрахунок шпоночного з’єднання валу ІV:

1)Дано: Т = 402.7 Н * м ; d = 36 мм;

b * h = 10 * 8 мм; ep = 32 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3.3 мм;

3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 402.7 * 103 / 36 * 32 * 8 = 174.78 мПа < []3м = 180 мПа;

3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 402.7 * 103 / 36 * 32 * 10 = 69.91 мПа < []3р = 80 мПа;e = ep + b = 32 + 10 = 42 мм;

b * h * e = 10 * 8 * 42 мм.

2) Дано: Т = 402.7 Н * м ; d = 40 мм;

b * h = 12 * 8 мм; ep = 58 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3.6 мм;

3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 402.7 * 103 / 40 * 58 * 8 = 86.81 мПа < []3м = 160 мПа;

3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 402.7 * 103 / 40 * 58 * 12 = 28.94 мПа < []3р = 80 мПа;

e = ep + b = 58 + 12 = 70 мм;

b * h * e = 12 * 8 * 70 мм.

9.5 Розрахунок шпоночного з’єднання валу V:

1) Дано: Т = 1198.5 Н * м ; d = 55 мм;

b * h = 16 * 10 мм; ep = 52 мм; t1 = 6 мм; t2 = 4.3 мм;

3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 1198.5 * 103 / 55 * 52 * 10 = 167.62 мПа < []3м = 180 мПа;

3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 1198.5 * 103 / 55 * 52 * 16 = 53.38 мПа < []3р = 80 мПа.

e = ep + b = 52 + 16 = 68 мм;

b * h * e = 16 * 10 * 68 мм.

2)Дано: Т = 1198.466 Н * м ; d = 40 мм;

b * h = 12 * 8 мм; ep = 118 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3.6 мм;

3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 1198.466 * 103 / 40 * 118 * 8 = 126.96 мПа < []3м = 160 мПа;

3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 1198.466 * 103 / 40 * 118 * 12 = 42.32 мПа < []3р  80 мПа;

e = ep + b = 11 + 12 = 23 мм;

b * h * e = 12 * 8 * 130 мм.

10. Вибір муфти

Стандартні муфти для приводу підбирають за крутним моментом з урахуванням діаметра валу. Підбираємо муфту пружну втулково – пальцеву (МУВП) за ГОСТом 21424 – 75 ( рис. 11). Вона відрізняється простотою конструкції та зручністю монтажу і демонтажу. Муфта пом’якшує удари та вібрації, компеснує невеликі похибки монтажу і деформації валів. Допустиме радіальне зміщення валів не більше за 0,4, кутове зміщення – не більше за 10 00І. Матеріал полумуфт – чавун С420, матеріал пальців – сталь 45. Пружні елементи виготовляють з резини з b  8 МПа. Навантажувальна здатність муфти обмежена стійкістю гумових елементів, тому перевірочний розрахунок робимо на міцність при зминанні цих елементів.

Розміри муфт на рис.10.1 і в таблиці 10.1. Розміри пальців на рис. 10.2 і в таблиці 10.2.

Для першої муфти приймаємо кількість пальців z = 4. Площа зминання гумових елементів S = d * l5 * z = 10 * 15 * 4 = 600 мм2

Колова сила, що діє на пальці:

Ft = 2T/D1 = 2 * 35556 Н * мм / 71 мм = 1001,58 Н;

Перевіряємо умову міцності на зминання:

3м = F3м / S3м= Ft / S = 1001.58 / 600 = 1.67 мПа < 8 мПа;

Умова міцності на зминання виконується, отже залишаємо вибрану муфту.

Для другої муфти приймаємо кількість пальців z = 6. Площа зминання гумових елементів S = d * l5 * z = 20 * 44 * 6 = 5280 мм2;

Колова сила, що діє на пальці:

Ft = 2T/D2 = 2 * 1198466 Н * мм / 186 мм = 12886,73 Н;

Перевіряємо умову міцності на зминання:

3м = F3м / S3м= Ft / S = 12886,73 / 5280 = 2,44 мПа < 8 мПа;

Умова міцності на зминання виконується, отже залишаємо вибрану муфту.

11. Вибір мастила для зачеплень і підшипників:

Для зменшення витрат потужності на тертя і зниження інтенсивності зносу поверхонь, що труться, також для запобігання заїданню, задирам та корозії, кращого відведення теплоти поверхні деталей, що труться повинні мати надійне змащування.

Для змащення зубчастих передач застосовуємо картерну систему. В корпус редуктора заливаємо мастило так, щоб вінці коліс були в нього занурені. При їхньому обертанні масло захоплюється зубцями, розбризкується і потрапляє на внутріші стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється взвісь частинок мастила в повітрі, яка покриває поверхні розташованих в середині корпусу деталей.

Глибина занурення циліндричного колеса тихохідної передачі складає (0,5 … 5) * m. Так як у нас є конічна передача, то глибину занурення приймаємо 30 ... 50 мм. Різниця між верхнім і нижнім рівнем повинна складати не менше ніж 10 мм, що в межах допустимого.

Бажана в’язкість мастила за таблицею (11.1 №3) складає 50 * 10-6 м2 /с. За таблицею (11.2 №3) обераємо мастило И – 50А з кінематичною в’язкістю 47 … 55 м2 /с, що рекомендується для циліндрично – конічних передач з температурою 50 0С.

Vм = 0,4л * 1кВт = 0,4 * 5,38 = 2,152  2,2 л.
Категорія: Фізика | Додав: КрАсАв4іК (20.01.2013)
Переглядів: 744 | Рейтинг: 0.0/0
Всього коментарів: 0
Додавати коментарі можуть лише зареєстровані користувачі.
[ Реєстрація | Вхід ]