Технічне завдання на проект

Технiчне завдання на проект Змiст 3. Вибiр електродвигуна i кiнематичниий розрахунок приводу. 4. Розрахунок цилiндричної косозубої передачi першого ступеня. 5. Розрахунок конiчної прямозубої передачi. 6. Розрахунок косозубої цилiндричної передачi третього ступеня. 7. Розрахунок валiв. 8. Розрахунок пiдшипникiв. 9. Розрахунок шпоночних з’єднань. 11. Вибiр мастила для зачеплень i пiдшипникiв: 12. Побудова механiчних характеристик електродвигуна i робочої машини: 13. Лiтература Мiнiстерство освiти України Український державний унiверситет харчових технологiй Кафедра Т ехнiчної механiки i пакувальної технiки з цилiндрично – конiчно – цилiндричним редуктором Пояснювальна записка ДМ. 24 – 02. 02. 000 Розробив студент залiкова книжка № 960865 Керiвник проекту Якимчук М. В. Київ 1999 Мiнiстерство освiти України Український державний унiверситет харчових технологiй Кафедра ТМ. i ПТ. ТЕХНІЧНЕ ЗАВДАННЯ № 24 - 2 на проект по дисциплiнi "Деталi машин" Студенту Лазаренко О. П. Група М - ІІІ - 2 1. Електродвигун; 2. Муфта. 3. Триступiнчатий редуктор. вих .......... 1200 н*м Частота обертання, П вих ..... 38 хв-1 Термiн служби привода , рiк.... 10 рокiв Число робочих змiн на добу.... 2 Дата видачi 27. 10. 98. Керiвник проекту....………….. Якимчук М. В. 2. Вступ Технiчний рiвень усiх галузей народного господарства в значнiй мiрi визначається рiвнем розвитку машинобудування. Одним з напрямкiв вирiшення задачi створення i запровадження нових високоефективних i продуктивних знарядь працi є вдосконалення i розвиток конструкцiй i методiв розрахунку створюваних машин i пiдготовка висококвалiфiкованих iнженерiв широкого профiлю. Проектування по курсу “Деталi машин” включено в учбовi плани усiх механiчних спецiальностей. Воно є завершальним етапом в циклi базових загальнотехнiчних дисциплiн. Проект з курсу “Деталi машин” – перша самостiйна конструкторська робота. В цiй роботi розробляється привiд загального призначення. Вiн має : двигун, втулково – пальцеву муфту, трьохступiнчатий цилiндрично – конiчно – цилiндричний редуктор, муфту. Документи, що включає проект: ДМ. 24 – 02. 02. 000 – пояснювальна записка. Формат А4; Привiд з цилiндрично – конiчно – цилiндричним 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 i конiчної шестернi - ДМ. 24 – 02. 11. 001 – креслення деталi. Формат А3 – 1 лист; Зубчасте колесо - ДМ. 24 – 02. 11. 003 – креслення деталi. Формат А3 – 1 лист; Ведучий вал редуктора - ДМ. 24 – 02. 11. 007 – креслення деталi. Формат А3 – 1 лист; 3. 1 Знаходження загального коефiцiєнта корисної дiї приводу: h = П n i = 1i ; де hм = 0,99– ККД муфти; hпп = 0,995 – ККД однiєї пари пiдшипникiв; hцп = 0,98 – ККД зубчатої цилiндричної передачi; hкп = 0,96 – ККД конiчної передачi. h = h2 м * h4 пп * h2 цпкп = 0,992 * 0,9954 * 0,982 * 0,96 = 0,886 3. 2 Потужнiсть на вхiдному валу приводу: Nвих = Твих вих 3. 3 Розрахункова потужнiсть електродвигуна: Nдв = Nвих /h = 4,77 / 0,886 = 5,38, кВт. По розрахунковiй потужностi вибираємо електродвигун типу 4А112М4У3 ГОСТ 19523 – 81. Основнi технiчнi данi наведенi у таблицi 3. 1 та на рис. 3. 1 Таблиця 3. 1 Потуж нiсть, кВт Синхронна частота обертання, об/хв частота обертання, об/хв Тпуск / Тном Тmax / Тном ККД, % Cos j 5. 5 1500 1445 2. 0 2. 2 85. 0 0. 85 Таблиця 3. 2 n = nдв / nвих = 1445 / 38 = 38,03; Розбиваємо загальне передаточне число мiж ступенями редуктора. Приймаємо передаточне число цилiндричної передачi u1 = 4; конiчної передачi u2 = 3,15; цилiндричної передачi u3 = 3,02. N1дв = 5,38 кВт; N2 = N1 * hмпп *hцп = 5,38 * 0,99 * 0,,995 * 0,98 = 5,194 кВт; N3 = N2ппкп N4 = N3 * hпп *hцп = 4,961 * 0,995 * 0,98 = 4,837 кВт; N5 = N4 * hпп *hм = 4,837 * 0,995 * 0,99 = 4,765 кВт. 3. 6 Число обертiв на кожному валу: n1 = nдв = n2 = 1445 об / хв; n3 = n2 / u1 = 1445 / 4 = 361. 25 об / хв; n4 = n3 / u2 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 Т33 / n3 = 9550 * 4,961 / 361,25 = 131,149 Н * м; Т4 = 9550 * N4 / n4 = 9550 * 4,837 / 114,683 = 402,792 Н * м; Т555 = 9550 * 4,765 / 37,97 = 1198,466 Н * м. Таблиця 3. 3 № вала -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 i розрахункове навантаження. tSc *Kдiб*Крiк = 365*2*10*8*0. 92*0. 78 = 41907. 84 год. Еквiвалентний час роботи передач при розрахунку по контактним напруженням: tекв = tS *Si = 1 кi / Т)3 * Ni = tS33 * 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. Еквiвалентний час роботи передач на згин: tекв = tS *Si = 1 к (Тi / Т)6i = 41907,84 * (0,027 + 0,25 + 0,034 + 0,005) = 13236 год. 4. Розрахунок цилiндричної косозубої передачi першого ступеня. Дано: N2 = 5. 194 кВт; передаточне число передачi u = 4; передача нереверсивна; термiн служби 41907,84 год. 4. 1 Вибiр матерiалу i термiчної обробки за таблицею(1 №6) Таблиця 4. 1 Механiчнi властивостi пiсля обробки Марка сталi ГОСТ Термообробка Тверд. НВ sb , МПа st , МПа Шестерня 40Х 4543-71 Покращ. 60 … 100 230-260 750 520 Колесо Сталь45 Покращ. £ 100 192-240 750 450 4. 2 Визначаємо допустимi контактнi напруження [s]HH limb * KHL *ZR ZV /SH , Мпа де sH SH - коефiцiєнт безпеки при розрахунку на контактну витривалiсть; KHL – коефiцiєнт довговiчностi; ZR – коефiцiєнт, який враховує шероховатiсть спряжених ZV – коефiцiєнт, який враховує колову швидкiсть; SH – якщо матерiал однорiдний, то Sn KHL = Mн ÖNцно / Nцне = 6Ö17,07*1066 = 0,47 де Мн – показник ступеня до контактної виносливостi. Мn для сталей = 6; Nцно Nцно2. 4 = 30*2502. 4 = 17,07*106 циклiв; Nцне – еквiвалентне число циклiв, Nцне = 60* tеквHE = 60*17423. 005*1445*1 = 510. 6*106 циклiв; KHE – коефiцiєнт приведення перемiнного режиму напруження до еквiвалентного постiйного KHE =1, за таблицею ( 4.№ 6 ) ; ZR =1 за таблицею ( 5 № 6 ); ZV = 1 при n£ 5 м/с; Якщо Nцне >Nцно то KHL =1. HР Для шестернi вибираємо НВ = 250, HRC = 25; Для колеса приймаємо НВ = 240, HRC = 24; Тодi sH limb1 = 20 HRC+ 70 = 20*25+70 = 570, мПа; sH limb2 = 20HRC+70 = 20*24+70 = 550 мПа; [s]H1 [s]H2 = 550/1,1 = 500 мПа; [s]HР = 0,45([s]H1 +[s]H2 ) = 0,45(518. 18+500) = 458. 18 мПа. так як [s]HР < [s]H2 , то за розрахункове приймаємо [s]HР= =500МПа. Визначення максимально допустимих контактних напружень [s]Hmax . [s]Hmax =2. 8sT [s]Hmax1 =2. 8*520 = 1456, мПа; [s]Hmax2 =2. 8*450 = 1260, мПа; 4. 4 Визначення допустимих напружень на згин: [s]F = sFR * YS *KFL *КFC /SF де sF limb – границя витривалостi зубiв по напруженню згину; SF – коефiцiєнт безпеки при розрахунках на згин; YR – коефiцiєнт, який враховує шероховатiсть перехресної поверхнi; YS центрацiю напруги ; KFL – коефiцiєнт довговiчностi; КFC – коефiцiєнт, який враховує вплив двостороннього прикладення навантаження; sF sF limb1 = 18*25 = 450, мПа; sF limb2 = 18*24 = 432, мПа; SF = 1. 75 при ймовiрностi неруйнування зубiв до 99%; YR = 1 – при фрезерувальних або шлiфувальних поверхнях; YS = 1 – при проектному розрахунку; KFL = M F ÖNFо / NFе . MF – показник степеня. MF =6 при HRC£ 35. NFо - базове число циклiв змiни напруг при згинi. NFо = 4*106 NFе - еквiвалентне ( сумарне) число циклiв змiни напруг, NFе = 60Ln*n*nз * КFе ; Ln = tекв = tS Sk I = 1 (Ti/T)3 Ni = 17423. 05 год.; n1 = 1445*хв-12 =1445/4 = 361. 25 хв-1 ; m31 = n32 = 1 – число зачеплень. КFе = 1; NFе1 = 60*17423,05*1445*1,1 = 25,18*106 циклiв ; NFе2 = 60*17423,05*361,25*1,1 = 6,29*106 циклiв; В усiх випадках, коли NFе > NFо то KFL KFС = 1 – на витривалiсть при згинi. [s]F1 [s]F2 Визначення максимально-допустимих напружень згину [s]max [s]max = 27. 4 HRC – для зубцiв, якi пiдверженi нормалiзацiї або полiпшенню: [s]max 1 = 27. 4*25 = 685 МПа; [s]max 2 Всi розрахунки зводимо до таблицi 4. 2: Таблиця 4. 2 [s]H , МПа [s]Hp , МПа [s]Hmax , МПа [s]F [s]Fmax , МПа Шестерня 518,18 458,18 1456 257,14 685 Колесо 500 458,18 1260 246,86 657. 6 Мiнiмальна мiжосьова вiдстань передачi (23. 32; N2): awmin = Ка3 Ö(T2 - Кн b )/Yba *u [s]2 Hp , де Ка - допомiжний коефiцiєнт = 430 МПа1/3 ; Yba = 0. 40 – коефiцiєнт ширини вiнця; Ybd = 0. 5Yba (u + 1) = 0. 5*0. 4(4+ 1) = 1. За графiком на мал. 23. 8 [1] залежно вiд Ybd визначаємо коефiцiєнт нерiвномiрностi навантаження по ширинi зубчатих вiнцiв. Кн b = 1. 17 aw = 430(4+1) 3 Ö(34,327*1,17)/0,4*4*5002 = 99,93 мм. По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 100 мм, кут нахилу лiнiї зубцiв попередньо беремо b = 15о . Число зубцiв шестернi z1 = 19; z2 = z1 За формулою (23. 33; №2) визначаємо : w cosb/ (z1 + z2 ) = 2*100*cos15/(19+76) = 2. 03 Мпа; Стандартний модуль зубцiв Mn = 2(ст. 260 [1]), тодi фактичний кут нахилу лiнiї зубцiв: cosb = Mn(z1 + z2 )/ 2 aw = 2(19+76)/2*100 = 0,95, тодi b = 18о 10І 20ІІ 4. 6 Попереднi значення деяких параметрiв передачi. Визначаємо дiлильнi дiаметри шестернi i колеса: d1 = 2 aw /u +1 = 2*100/4 +1 = 40 мм; d21 u = 40*4 = 160 мм. Ширина зубчастих вiнцiв : b2 = Yba* aw = 0. 4*100 = 40 мм; b1 = b2 +2 = 40 + 2 = 42 мм. Колова швидкiсть зубчастих колiс. v = 0. 5w1 d1 = 0. 5pn* d1 /30 = 0. 5*3. 14*1445*0. 04/30 = 3. 02м/с. За даними табл. 22. 2 [1] вибираємо 9-й ступiнь точностi (nст =9). Для всiх показникiв точностi зубцiв шестернi та колеса будуть : zv1133 = 22. 16; zv2 = z2 /cos3 b = 76/0. 953 = 88. 64. Коефiцiєнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23. 6 [1]. Ea = [ 1. 88 - 3. 2 (1/ z1 +1/ z2 )] cosb = [1. 88 – 3. 2 (1/19 + 1/76)*0. 95 = 1. 59; Eb = b2 sinb/(p*Mn) = 40*sin18оІ 20ІІ /3. 14*2 = 1. 99; Колова сила у значеннi зубчастих колiс: Ft = FHt = FFt1 /d1 = 2*34. 327*103 4. 7 Розрахунок активних поверхонь зубцiв на контактну втому: sH = zE * zH * zM ÖwHt (u +1)/ d1£ [s]HР де zE = Ö1/Е2 = Ö1/1,59 = 0,79 – коефiцiєнт сумарної довжини контактних лiнiй; zH = 1,77 cosb = 1. 77*0. 95 = 1. 68; zM = 275 МПа – коефiцiєнт, який враховує механiчнi властивостi матерiалiв колiс. Колова сила wHt = Ft / b2 * KH a * KH b * KHv ; де KH a = 1,13 табл. 23,3 [1] – коефiцiєнт, що враховує розподiл навантаження мiж зубцями; KHv = 1,05 табл. 23,4 [1] – коефiцiєнт динамiчного навантаження; Тодi: wHt = 1716. 35*1. 13*1. 17*1. 05/40 = 59. 62 н/мм; sH = 0. 79*1. 68*2. 75*Ö59. 62*(4 +1)/40*4 = 498. 18 МПа; Стiйкiсть зубцiв проти втомного викришування їхнiх активних поверхонь забезпечується, бо sH < [s]HP < 500. Розрахунок активних поверхонь зубцiв на контактну мiцнiсть за формулою 23. 28[1]. [s]Hmax = sH *ÖT1maxH = 498. 18 *Ö 2T1 / T1 [s]Hmax < [s]Hmax < 1624 МПа. [s]gym = YF * YE * Yb *wFL /Mn £[s]F , де YF1 = 4,08; YF2 = 3,61 – коефiцiєнти форми зубiв за табл. 23. 5[1]; YE - коефiцiєнт перекриття (ст. 303[1]); Yb = 1-b/140 = 1-18/140 = 0,87 - коефiцiєнт нахилу зубiв. wFt – розрахункова колова сила. KF aaст –5))/4*Ea KF b = 1. 32 - коефiцiєнт нерiвномiрностi навантаження по ширинi зубчастих колiс (рис. 23. 8 [1]); KFv =1. 1 - коефiцiєнт динамiки навантаження за таблицею 23. 4 [1]. wFt sF1 = 4. 08*1*0. 87*62. 3/2 = 110. 57 МПа < 267. 43 МПа; sF2 = 3. 61*1*0. 87*62. 3/2 = 97. 83 < 246. 86 МПа. Розрахунок зубцiв на мiцнiсть при згинi максимальним навантаженням за формулою 23. 31 [1]. sFmax = sF 1max /T1F£ [s]Fmax [s]Fmax1 = 110. 57*(2T1 /T ) = 221. 14 < 712. 4 МПа; [s] = 97. 83*2 = 195. 66 < 657. 6 МПа. 4. 9 Розрахунок параметрiв зубчатої передачi (ст 311[1]). ha – висота головки зубця; hf = 1. 25 Mn = 1. 25*2 = 2. 5 – висота нiжки; h = 2. 25 Mn = 2. 25*2 = 4. 5 – висота зубця; с = 0. 25 Mn = 0. 25*2 = 0. 5 – радiальний зазор; an 0 Розмiри вiнцiв зубчастих колiс: d1 = 40; d2 = 160 – дiлильнi дiаметри; dа1 =d1 dа2 =d2 + 2Mn = 160 + 2*2 = 164 мм; df1 =d1 df2 =d2 – 2. 5Mn = 160 – 2. 5*2 = 155мм. Розрахунок сил у зачепленнi зубцiв передачi : Ft = 1716. 35 H; Fr = Ft tg an /cos b = 1716. 35 tg 20/0. 95 = 657. 58 H; Fa = Ft tgb = 1716. 35 tg 18 = 564. 14 H. 5. Розрахунок конiчної прямозубої передачi. T = 131. 149 H*м; U = 3. 15 Вибiр матерiалу i термiчної обробки за табл. 1 [6]: Механiчнi властивостi пiсля обробки Марка сталi ГОСТ Термообробка Розмiр перерiзу Тверд. НВ sb st , МПа Шестерня Сталь45 1050-74 Покращ. £ 100 192 - 240 750 450 Колесо 1050-74 Нормалi £ 80 600 340 5. 1. Визначаємо допустимi напруження: Для шестернi вибираємо НВ = 230; HRC = 22; Для колеса приймаємо НВ = 210; HRC = 20 ; sH limb1 = 20НRC + 70 = 20*22 + 70 = 510МПа; sH limb2 = 20НRC + 70 = 20*20 + 70 = 470МПа. [s]H1 = 510/1,1 = 463,64 МПа; [s]H2 = 470/1,1 = 427,27 МПа; [s]HР = 0,45([s]H1 +[s]H2 ) = 0,45(463,64+427,27) = 400,91 мПа, HР < [s]H2 , то за розрахункове приймаємо [s]HР =427,27 мПа. Визначення максимально допустимих контактних напружень[s]Hmax [s]Hmax =2. 8sT : [s]Hmax1 =2. 8*450 = 1260 МПа; [s]Hmax2 Допустимi напруження згину: sF sF limb1 sF2 = 18*20 = 360 МПа; [s]F1 = 396/1,75 = 226,29 МПа; [s]F2 = 360/1,75 = 205,71 МПа. Визначення максимально-допустимих напружень згину [s]max [s]Fmax = 27. 4 HRC: [s]F max 1 = 27. 4*22 = 602. 8 МПа; [s]F max 2 = 27. 4*20 = 548 МПа. Всi розрахунки зводимо до таблицi 5,2 Таблиця 5. 2. [s]H [s]Hp [s]Hmax , МПа [s]F , МПа [s]Fmax , МПа 463,64 400,91 1260 226,29 602,8 Колесо 427,27 400,91 952 205,71 548 5,2 Проектний розрахунок конiчноi передачi: За формулою 24. 36[1] визначаємо мiнiмальний зовнiшнiй дiлильний дiаметр конiчного колеса: Dezmin = Kd 3 Ö T1H KH b u2be (1 - Кbe2 H , мм. де Кbe = 0. 27 – коефiцiєнт ширини зубчастих вiнцiв ( ст 315[1]); Кbd = Кbe u/( 2 - Кbe ) = 0. 273. 15/(2 – 0. 27) = 0. 49; КH b =1. 04 – коефiцiєнт, що враховує нерiвномiрнiсть розподiлу навантажження по ширинi зубця ввiнцiв (рис. 24. 5, ст 319[1]; Кd - 1000МПа – допомiжний коефiцiєнт, ст 322[1]. За формулою 24. 35 [1] мiнiмальний зовнiшнiй дiлильний дiаметр конiчного колеса Dezmin = Kd 3 Ö T1H KH b u2 /( Кbe (1 - Кbe )) [s]2 H 3Ö131. 149*1. 04*3. 1522 ) = 301. 72 мм. Z1 = 20; z21 = 3. 15*20 = 63. За формулою 24. 36 [1] модуль зубцiв: Me = de2min /z2 За ГОСТ ом 9563 – 60 (ст. 260 [1]) . беремо Me = 5мм. Попереднi значення деяких параметрiв передач). de1 = Me* z1 =5*20 = 100 мм; de2 = Me* z2 =5*63 = 315 мм. За формулами 24. 2 та 24. 7 [1] зовнiшня кон. вiдстань: Ö (z1 )22 )2 = 0. 5*5Ö202 + 632 b = b1 = b2 = Кbe Re = . 27*165. 25 = 44. 62 мм – ширина зубчастих вiнцiв. За формулою 24. 8 середня конусна вiдстань: Rm = Re – 0. 5b = 165. 25 – 0. 5*44. 62 = 142. 34 мм. Середнiй модуль зубцiв: Mm = MeRm/Re = 5*142. 94/165. 25 = 4. 32 мм. За формулою 24. 20 [1]: dm11 = 4. 32*20 = 86. 4 мм; dm22 4. 32*63 = 272. 16 мм. d1 = arctg (z1 / z2 ) = arctg (20/63) = 17. 61250 = 170 36I 14II d2 = 90-d1 =72. 24I 46II Колова швидкiсть зубчастих колiс: V = 0. 5 w1 dm1 = 0. 5 pn* dm2 /30 = 0. 5*3. 14*361. 25*10-3 *864 / 30 = 1. 63 м/с. За даними таблицi 22. 2 ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступiнь точностi (nc = 9) Еквiвалентнi числа зубцiв конiчних зубчатих колiс, обчислюються за формулами 24. 20 [1]. zv1 = (z1 Ö1 + u2 )/u = (20Ö1 + 3. 152 zv22 Ö1 + u2 ) =63 Ö1 + 3. 152 Коефiцiєнт торцевого перекриття: Ea = 1. 88 – 3. 2 (1/ zv1v2 ) = 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. sH = zM* zH *zE Ö (wHt /dm1 )( Ö1 + u2 /u), мПа. де zm-1/2 – коефiцiєнт механiчної властивостi матерiалiв [1]. zm = 168 – ст. 320 [1]; zE = Ö(4 – EaÖ(4 – 1. 71)/3 = 0. 87; KHa = 1 – розподiл навантаження мiж зубцями; KH b KHv wHt Ht * KHa KH b 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: sH = zM* zH *zE Ö (wHt /dm1Ö1 + u2 /u) = 275*1. 68*0. 87Ö(89. 91/86. 4)* Ö(1+3. 152 )/3. 15 = 419,98 МПа sH =419,98 МПа < [sH ] = 427,27МПа. Розрахунок активних поверхонь зубцiв на контактну мiцнiсть: sHmax = sHÖT1max1 = 419,98Ö2 T1 /T1 = 593,94 МПа; sHmax = 593,94 МПа < [s]Hmax 5. 4 Розрахунок зубцiв на втому при згинi: sF = YF YE Yb wFt /Mm, МПа; де YF1 = 4. 08; YF2 = 3. 62 – табл. 23. 5 [1]; YE = 1 – коефiцiєнт тертя зубцiв ( ст. 321)[1]; Yb KF a = 1 – розподiл навантаження мiж зубцями ( ст 320)[1]; KF b = 1. 04 – коефiцiєнт нерiвно. Рис. 24. 5 [1]. wFt = FFt * KF a *KF b KFv /0. 85b = 3035. 86 * 1*1. 04*1. 06/0. 85*44. 62 = 88. 24 н/мм. sF1 = YF1 YE Yb wFt sF2F2 YE Yb wFt /Mm = 3. 62*1*1*88. 24/4. 32 = 73. 94 Мпа; sF1 = 83. 34 МПа < [s]F1 sF2 = 73. 94 МПа < [s]F2 = 205,71 Мпа. Розрахунок зубцiв на мiцнiсть при згинi: sF1max = sF1 (T1max /T1 ) = 267. 43*2 = 534. 86 Мпа; sF2maxF2 (T1max /T1 ) = 246. 86 *2 = 493. 72 Мпа; sF1max = 534. 86 < 602,8 Мпа; sF2max = 493. 72 < 548 Мпа. 5. 5 Розрахунок параметрiв конiчної передачi : hae = me = 4. 79 мм – зовнiшнiй виступ головного зубця; hfe = 1. 2 me = 1. 2*4. 79 = 5. 75 мм – зовнiшнiй виступ нiжки зубця; he = 2. 2 me = 2. 2*4. 79 = 10. 54 мм – зовнiшнiй виступ зубця; C = = 0. 2 me = 0. 2*4. 79 = 0. 96 мм – радiальний зазор; a = 200 - кут провiдного зуба; d1 = 170 36І 14ІІ ; d2 = 720 24І 46ІІ ; de1 = 100 мм; de2 = 315 мм. Зовнiшнiй дiаметр вершин зубцiв : dae1 = de1 + 2 me cosd1 = 100 + 2*4. 79 *cos170 = 109. 13 мм; dae2 = de2 + 2 me cosd20 = 317. 88 мм. Зовнiшнiй дiаметр впадин: dfe1 = de1 – 2. 4 me cosd1 = 100 – 2. 4*4. 79 *cos170 = 89. 04 мм; dfe2 = de2e cosd2 = 315 – 2. 4*4. 79 *cos720 = 311. 55 мм; Re = 165. 25 мм; dm1 = 86. 4 ; dm2 = 272. 16 мм. Кут головки та нiжки зубцiв за 24. 11 [1]: tg qaae /Re = 4. 79/165. 25 = 0. 02899. qa =1. 66030 ; qa = 10 42I 2II ; tg qf = hfe /Re = 5. 75/165. 25 = 0. 0348. qf =1. 99280 ; qa = 10 59I 15II . Кути косинуса вершин за 24. 12 [1]: da1 = d1 +qa0 36І 14ІІ + 10 42I 2II = 190 18I 16II ; da22 +qa = 720 24І 46ІІ + 10 42I 2II0 06I 48II . Кути косинуса впадин за 24. 13 [1]: df 1 = d1 - qf = 170 36І 14ІІ - 10 59III = 150 37I 59II ; df 2 = d2f = 720 24І 46ІІ - 10 59I 15II = 700I 31II . Сили в зачепленнi зубцiв конiчної передачi 24. 26 [1]: Ft = 3035. 86 H Радiальна сила на шестернi : Fr1 = Fa2 = Ft tg a cosd1 = 3035. 86 * tg20 cos 170І 14ІІ = 1053. 17 H. Осьова сила : Fa1r2 = Ft2 = 3035. 86 * tg20 cos 720 24І 46ІІ = 331. 88 H. 6. Розрахунок косозубої цилiндричної передачi третього ступеня: Вихiднi данi : N = 4. 837 мВт; n = 114. 683 хв-1 ; Т = 402,792 Н*м; U = 3. 02 Вибiр матерiалу i термiчної обробки за таблицею 1 [6]. Таблиця 6. 1 Механiчнi властивостi пiсля обробки Марка сталi ГОСТ Розмiр перерiзу Тверд. НВ sb , МПа st , МПа 40X 4543-71 Покращ. 60.. 100 230 - 260 750 520 Колесо Сталь45 1050-74 £ 100 192 - 240 750 450 6. 1 Визначаємо допустимi напруження: Для колеса приймаємо НВ = 235; HRC = 23 тодi; sH limb1 = 20НRC + 70 = 20*25 + 70 = 570МПа; sH limb2 = 20НRC + 70 = 20*23 + 70 = 530МПа; [s]H1 = 570/1,1 = 518. 18 МПа; [s]H2 = 530/1,1 = 481. 82 МПа; [s]HРH1H2 ) = 0,45(518. 18+481. 82) = 450 мПа; так як [s]HР < [s]H2 , то за розрахункове приймаємо [s]HР Визначення максимально допустимих контактних напружень [s]Hmax [s]Hmax =2. 8sT : [s]Hmax1 =2. 8*520 = 1456 МПа; [s]Hmax2 =2. 8*450 = 1260 МПа. sF limb = 18 HRC: sF1 = 18*25 = 450 МПа; sF limb2 = 18*23 = 414 МПа; [s]F1 [s]F2 max [s]Fmax = 27. 4 HRC: [s]F max 1 = 27. 4*25 = 685 МПа; [s]F max 2 = 27. 4*23 = 630. 2 МПа; Таблиця 6. 2 [s]H 1 [s]Hp , МПа [s]Hmax [s]F , МПа [s]Fmax , МПа Шестерня 518,18 450 1456 257,14 685 Колесо 481,82 450 1260 236,57 630,2 6. 2 Проектний розрахунок косозубої цилiндричної передачi awmin = Ка (u + 1)3 Ö(T *Кн b )/Yba *u [s]2 Hp : де Ка - допомiжний коефiцiєнт = 430 МПа1/3 ; Yba = 0. 40 – коефiцiєнт ширини вiнця; Ybd = 0. 5Yba (u + 1) = 0. 5*0. 4(3. 02+ 1) = 0. 8; За графiком на мал. 23. 8 [1] залежно вiд Ybd визначаємо коефiцiєнт нерiвномiрностi навантаження по ширинi зубчатих вiнцiв. Кн b = 1. 08 aw 3 Ö(402. 792*1,08)/0,4*3. 02*481,822 = 200,1 мм. По ГОСТу 21185- 60 [4] aw о . Число зубцiв шестернi z1 = 20, z2 = z1 u = 20*3. 02 = 60. 4 z2 = 61, тодi u = 61/20 = 3. 05 Mn = 2 aw cosb/ (z1 + z2 ) = 2*200*cos15/(20 + 61) = 4. 77 мм. cosb = Mn(z1 + z2 )/ 2 aw = 4. 5(20 + 61)/2*200 = 0,91, тодi b = 24о 18І 7ІІ 6. 3 Визначаємо попереднi значення деякий параметрiв передач: Дiлильнi дiаметри шестернi i колеса: d1 = Mnz1 /cosb = 4. 5*20/0. 91 = 98. 77 мм; d2 = Mnz2 Ширина зубчастих вiнцiв : b2 = Yba* aw = 0. 4*200 = 80 мм; b12 Колова швидкiсть зубчастих колiс: 1 d1 = 0. 5pn* 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 ступiнь точностi (nст zv1 = z1 /cos33 = 26. 54; zv2 = z2 /cos3 b = 61/0. 913 = 80. 95; Коефiцiєнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23. 6 [1]. Ea = [ 1. 88 - 3. 2 (1/ z1 +1/ z2 )] cosb = [1. 88 – 3. 2 (1/20 + 1/61)*0. 91 = 1. 52 Коефiцiєнт ocьового перекриття дiстаємо iз формули 23. 7 [1]. Eb2 sinb/(p*Mn) = 80*sin24о 18І 7ІІ Колова сила у значеннi зубчастих колiс: Ft = FHtFt =2T1 /d1 = 2*402. 792*103 /98. 77 = 8156. 16 H. 6. 4 Розрахунок активних поверхонь зубцiв на контактну мiцнiсть: sH = zE * zH * zM ÖwHt (u +1)/ d1 *u£ [s]HР , МПа. де zE = Ö1/Е2 = Ö1/1,52 = 0,827 – коефiцiєнт сумарної довжини контактних лiнiй; zH zM = 275 МПа – коефiцiєнт, який враховує механiчнi властивостi матерiалiв колiс; wHt = Ft / b2 * KH a * KH b * KHv ; KHa = 1. 12; KHv = 1. 01; KHb = 1. 08; wHtt = 8156. 16*1. 12*1. 08*1,01/80 = 124,6 н/мм; тодi sH = 0. 827*1. 62*2. 75*Ö124,6*(4. 5 +1)/98. 77*4. 5 = 457,48 МПа. H < [s]HP < 481,82. Розрахунок активних поверхонь зубцiв на контактну мiцнiсть за формулою 23. 28[1]. [s]Hmax = sH *ÖT1max /TH = 457,48 *Ö 2 = 646,97 МПа; [s]Hmax < [s]Hmax ; 646,97 < 1260 МПа; 6. 5 Розрахунок зубiв на втому при згинi: [s]gym = YF * YEb *wFL £[s]F де YF1F2 YE = 1 - коефiцiєнт перекриття (ст. 303[1]); Yb = 1-b/140 = 1-(24. 3213/140) = 0,83 - коефiцiєнт нахилу зубiв. wFt – розрахункова колова сила: KF a = (4 + (Ea -1)(nстa = (4 + ( 1. 52 – 1)(9 – 5))/4*1. 52 = 1 коефiцiєнт, що враховує розподiл навантаження мiж зубами. KF b = 1. 15 - коефiцiєнт нерiвномiрностi навантаження по ширинi зубчастих колiс (рис. 23. 8 [1]). KFv =1. 1 - коефiцiєнт динамiки навантаження за таблицею 23. 4 [1]. wFt = 8156. 16*1*1. 15*1. 1/80 = 128. 97 н/мм; sF1 < 257,14 МПа; sF2 = 3. 62*1*0. 83*128. 97/4. 5 = 86. 11 < 236,57 МПа. Розрахунок зубцiв на мiцнiсть при згинi максимальним навантаженням за формулою 23. 31 [1]. sFmax = sF 1max /T1F )£ [s]Fmax [s]Fmax1 = 97. 05*2 = 194. 1 < 685 МПа. [s] = 86. 11*2 = 172. 22 < 630,2 МПа. 6. 6 Розрахунок параметрiв зубчатої передачi (ст 311[1]). ha – висота головки зубця; hf = 1. 25 Mn = 1. 25*4. 5 = 5. 625 – висота нiжки; с = 0. 25 Mn = 0. 25*4. 5 = 1. 125 – радiальний зазор; an = 200 кут профiлю зубiв. Розмiри вiнцiв зубчастих колiс: d12 = 301. 23 – дiлильнi дiаметри; dа1 =d1 dа2 =d2 + 2Mn = 301. 23 + 2*4. 5 = 310. 23мм; df1 =d1 – 2. 5Mn = 98. 77 - 2*4. 5 = 87. 52 мм; df2 =d2 Розрахунок сил у зачепленнi зубцiв передачi : Ft = 8156. 16 H; Fr = Ft tg an /cos b = 8156. 16 tg 20/0. 91 = 3257. 72 H; Fat 7. Розрахунок валiв 7. 1 Складання компоновочного креслення. Визначення орiєнтовних значень дiаметрiв валiв за формулою: d = 3 ÖT/0. 2[t]кр , мм; де [t]кр = 35 МПа – приблизне значення допустимого напруження кручення; d1 = 3 ÖT/0. 2[t]кр = 3Ö34327/0. 2*35 = 16. 9 мм – приймаю d1 = 20 мм; d2 =3Ö131149/0. 2*35 = 26. 5мм – приймаю d2 = 30 мм; d33 Ö402792/0. 2*35 = 38,6мм – приймаю d2 = 40 мм; d4 = 3 Ö1198466/0. 2*35 = 55,5мм – приймаю d2 = 60 мм; Виходячи з компоновочного креслення знаходимо вiдстанi мiж точками прикладання зусиль на валах. Для виготовлення валiв приймаємо сталь 45, термообробка – нормалiзацiя. [s]32 II = 125 МПа – допустимi напруження згину при другому родi навантаження; [s]32 III = 95 МПа – при третьому родi навантаження; [s]кр I a = [s]32 III32 II = 95/125 = 0,76 – коефiцiєнт впливу напружень кручення на зведений момент при наявностi згинального моменту; 7. 2 Розрахунок вхiдного вала. Вал І. а) Знаходимо реакцiї опор в вертикальнiй площинi: SMAx = o; RBx = Ft*b/(b + c) = 1716*50/(50 + 50) = 858 H; RAx = RBx = 858 H; MCxAx = o; MDx = RBx *c = 858 *0. 05 = 42. 9 H*м; c) Знаходимо реакцiї опор в горизонтальнiй площинi: SMAy = o; RBy = Fr1b – Fa1* (dw1 /2)/(b + c) = (657*50 – 564*20)/(50 + 50) = 216 H; SMBy = o; RAy = Fr1c – Fa1* (dw1 /2)/(b + c) = (657*50 + 564*20)/(50 + 50) = 441 H; d) Згинальнi моменти: MD n y = - RBy * c = -216*0. 05 = -11 Н*м; MD л yD n y - Fa1* (dw1 MS n D =Ö42,92 + 112 MS л D =Ö42,92 + 222 = 48 Н*м; Епюра крутних моментiв : на вал вiд точки С до точки D дiє крутний момент Т = 34,3 Н*м; МпрÖ MS 22 ; Mпр n D = 44 Н*м; Mпр л D =Ö482 + (0,76*34,3)2 МпрС = МпрА = Т = 34,3 Н*м; Знаходимо дiаметри вала : dc = dA = 3ÖT/0. 2[t]кр = 3 Ö34. 3*103 /0. 2*115 = 11 мм – приймаю dc = 22 мм; dA = 25 мм. dD = 3 Ö Mпр D /0. 1[s]32 III =3 Ö54. 6*103 dB = 3 Ö44*103 7. 3 Розрахунок промiжного вала. Вал ІІ. а) Знаходимо реакцiї опор в вертикальнiй площинi: SMВx RАx = Ft2 *b – Ft3 *с /(b + а) = 1716*50 – 3035*50/(50 + 50) = - 659 H; SMАx RВx = Ft23 b) Згинальнi моменти: M32Вx3 *с = 3035*0,05 = -152 Н*м; M32Сx3 *(b +с) + RВx *b = 3035*(0,05+ 0. 05) + 5410*0. 05 = -33 Н*м; с) Знаходимо реакцiї опор в горизонтальнiй площинi: SMAy = o; RBy = Fr3 (a +b +c) – Fa33 /2) – Fr2 *a - Fa2 * (dw2 /2)/(a + b) = 1053(50 + 50 + 50) – 331*43 – 657*50 – 564* 80/ (50 + 50) = 657 H; SMBy = o; RAy = Fr33 * (dm3 /2) + Fr22 * (dm2 /2)/(a + b) = 1053*50 – 331*43 + 657*50 – 654* 80/ (50 + 50) = 189 H; б) Згинальнi моменти: M32Dy = - Fa3 *dm3 /2 = 331*0. 043= -14 Н*м; M32Вy = Fr3 *с - M32Dy = 1053*0,05 - 14 = 38 Н*м; M32 n Cy By*3 (b +c) - M32Dy = - 657*0. 05 + 1053*(0. 05 + 0. 05) - 14 = 58 Н*м; M32 л Cy = M32 n Cy - Fa2 * (dm2 MS D 32Dy MS B =Ö1522 + 382 = 156 Н*м; MS n C Ö3322 = 67 Н*м; MS л D =Ö3322 На вал вiд точки С до точки D дiє крутний момент Т = 131. 1Н*м Епюра приведених моментiв : Mпр D =Ö1422 МпрBÖ1562 + (0,76*131. 1)2 = 185 Н*м; Мпр n C = Ö672 + (0,76*131. 1)2 = 120 Н*м; Mпр л C = 35 Н*м; Знаходимо дiаметри вала : dD = 3 Ö100600/0. 1*95 = 21. 9 мм – приймаю dD = 24 мм; dB = 3 Ö185000/0. 1*95 = 24. 9 мм – приймаю d = 25 мм; d n C = 3 Ö120000/0. 1*95 = 23. 2 мм – приймаю d = 30 мм; dл C = 3 Ö35000/0. 1*95 = 15. 4 мм – приймаю d = 25 мм; а) Знаходимо реакцiї опор в вертикальнiй площинi: 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) Згинальнi моменти : M32Dx = - RB M32Cx = Ft5 *b - RBx *(b +c) = 8156 * 0. 075 - 6110. 5*(0. 075 +0. 075) = - 304. 8 H*м; RBy44 /2) + Fa5554 *a/(a + b + c) = 1053*136 + 3686. 3*49 + 3257. 7*(60 + 75) - 331. 8*60 / (60 + 75 + 75) = 3541. 5 H; RAy4 * (dm4 /2) + Fa5 * (dw5 /2) + Fr4 * (b +c) - Fr5 Згинальнi моменти: M32D n y = - RBy * c = 3541. 5 * 0. 075= -265. 6 Н*м; M32D л y = - RBy5 * (dw5 /2) =3541. 5 * 0. 075 + 3686. 3*0. 049 = -84. 9 Н*м; M32 n c = Fr5 *b- RBy5 * (dw5 /2) =3257. 7 * 0. 075 - 3541. 5*(0. 075 + 0. 075) + 3686. 3*0. 049 = - 106. 2; M32 л c = M32 n c + Fa44 /2) = -106. 2 + 1053*0. 136 = 37 Н*м; Епюра сумарних згинаючих моментiв : MS n D =Ö458,322 = 529. 7 Н*м; MS л D Ö458,32 + 84. 92 = 466 Н*м; MS n C =Ö304. 822 MS л C =Ö304. 82 + 372 = 307 Н*м; Епюра крутних моментiв : на вал вiд точки С до точки D дiє крутний момент Т = 402. 7 Н*м; Епюра приведених моментiв : Mпр n D = MS n D = 529. 7 Н*м; Mпр л D =Ö46622 = 557 Н*м; Мпр n С = Ö322. 722 = 444. 7 Н*м; Mпр л C = MS л C = 307 Н*м; dB = dA = d л С3 Ö307000/ 0. 1*95 = 31. 8 мм – приймаю d = 35 мм; d n С = 3 Ö444700 / 0. 1*95 = 36 мм – приймаю d = 36 мм; d л D = 3 Ö 557000 / 0. 1*95 = 38. 8 мм – приймаю d = 40 мм; d n D = 3 Ö529. 7*103 /0. 1*95 = 38. 2 мм; 7. 5 Розрахунок вихiдного вала. Вал ІV. а) Знаходимо реакцiї опор в вертикальнiй площинi: RAx = Ft6 *b /(a + b) = 8156*30 / (135 + 80) = 3034. 8 H; RBx6 *a/(a + b) = 8156* 135 / (135 + 80)= 5121. 2 H; b) Епюри згинальних моментiв : M32Dx = - RBx *b = 5121. 2 * 0. 08 = 409. 7 H*м; с) Знаходимо реакцiї опор в горизонтальнiй площинi: RBy = Fr66 * (dw6 /2) /(a + b) = 3257. 7*135- 3686. 3 * 150 / (135 + 80) = - 526. 3 H; RAy = Fr6 * b + Fa6 * (dw6 /2) /(a + b) = 3257. 7*80 + 3686. 3 * 150 / (135 + 80) = 3784 H; Згинальнi моменти: M32D n y = - RBy * b = 526. 3 * 0. 08 = 42. 1Н*м; M32D л y = 42. 1 - Fa6 (dw6 /2) =42. 1 - 3686. 3*0. 15 = -510. 8 H*м; Епюра сумарних моментiв : MS n D =Ö409. 72 + 42. 12 = 411. 8 Н*м; MS л D Ö409. 722 Епюра крутних моментiв : на вал вiд точки С до точки D дiє крутний момент Т = 1198. 46 Н*м; Епюра приведених моментiв : МпрÖ MS 2 + (aТ)2 ; Mпр n D = MS n D = 411. 8 Н*м; Mпр л D =Ö654. 822 = 1121. 7 Н*м; Мпр A = Mпр C = 1198. 46 Н*м; Розраховую дiаметри вала : dc = dA = 3 ÖTс/0. 2[t]кр = 3 Ö1198600 / 0. 2*115 = 37 мм – приймаю dc = 40 мм ; dA = 50 мм; dD = 3 Ö Mпр D 32 III =3 Ö1121. 7*103 /0. 1*95 = 49 мм – приймаю d = 55 мм; d n D = 3Ö411. 8*103 /0. 1*95 = 35 мм– приймаю d = 50 мм; 7. 6 Розрахунок тихохiдного вала на витривалiсть: Матерiал валу - сталь 45, нормалiзована за такими характеристиками: sb s-1 = 270 Мпа – границя витривалостi при симетричному циклi напружень згину; t-1 = 150 Мпа - границя витривалостi при симетричному циклi напружень кручення; ys = 0,1; yt Сумарнi згинальнi моменти в небезпечних перерiзах: М31 І-І3 Н м; М = 0; М31 ІІІ-ІІІ = 0; 3 Н мм; 7. 6. 1. Концентрацiя напружень в перерiзi І – І зумовлена шпоночним пазом i посадкою ступицi на вал. 1) Кs = 1,76 Кt = 1,56 - маштабнi коефiцiєнти для сталi 45 при даному дiаметрi – табл. 5. 12 (ст. 184 [2]); Еst = 0,69 - коефiцiєнти стану – табл. 5. 16 [2]; Ra = 2. 5мкм; Кs пt п Кs D = (Кs + Кs пs = (1. 76 + 1. 23 – 1)/ 0. 79 = 2. 52; Кt D = (Кtt п - 1)/ Еt 2) По таблицi 5,15 при sb = 610 МПа i посадцi Н7/К6 i db Кs Ds D = 2,55; Кt D = 2,59; Кt D = 2,04; Запас мiцностi на нормальних напруженнях: ns = (s- 1 )/ (Кs D *sa + ys sm ) = 270/2. 55*45. 13 Мпа; sa31 І / W0 = 654. 8 *103 /14510 = 45. 13 Мпа; W0 = 14510 – табл. 5. 9 при d = 55 мм. p = 1198. 6 *103p = 30800. ta = tm = t /2 = 38. 92/2 = 19. 46 мПа; nt = (t - 1)/ (Кt D *ta + yt tm ) = 150/ 2. 59*19. 46 + 0. 05*19. 46 = 2. 92 Мпа. Загальний запас мiцностi в перерiзi І – І: n = ns * nt / Ö ns 2 + nt 2Ö(2. 35)2 + (2. 92)2> [n] = 1. 8 7. 6. 2. Перевiряємо запас мiцностi по границi мiцностi в перерiзi ІІ – ІІ db = 50 мм; Кs D Кt D = 2. 08 - табл. 5. 15 [2]. 2) ns = (s- 1s D *sa + yD sm ) = 270/2. 57*0 = 0 Мпа; p = 1198. 6 *103 /23050 = 52 мПа; tam nt = (t - 1)/ (Кt D *ta + yt tm ) = 150/ 2. 08*26 + 0. 05*26 = 2. 71 Мпа; n = nt = 2. 71 > [n] =1. 8. 7. 6. 3 Запас мiцностi в перерiзi ІІІ – ІІІ. b = 50 мм db = 40 мм; r = 2. 5мм. h/r = 5/2. 5 = 2; r/db = 2. 5/40 = 0. 06; Кs = 1. 67; Кt = 1. 46; Еs = 0,8; Еt = 0,7; Кs п = Кt п = 1,23 - табл. 5. 14 [2]; Кs D = (Кs + Кs п - 1)/ Еs Кt Dtt п - 1)/ Еt = (1. 46 + 1. 23 – 1)/ 0. 7 = 2. 41; sa = 0; ns t = T/ Wp = T/ db2 33 /0. 2 * 403 = 93. 64 мПа; ta = tm ntt D *ta + yt tm ) = 150/ 1. 46*46. 82 + 0. 05*46. 82 = 2. 12 Мпа; n = nt =2. 12 > [n] = 1. 8, що є допустимим. Дано : n = 1455 об/хв – швидкiсть обертання вала; dn = 25 мм – дiаметр посадочного мiсця пiдшипника. Fr2 = Ö RAx 2 + RAy 2Ö 8582 + 4412 Fr1 = Ö RBx 2 + RBy 2 = Ö 8582 + 2162 = 884. 7 H; FA = 564 H – осьова сила; Ln = tекв 1) Приймаємо конiчний радiально – упорний пiдшипник середньої серiї 7305, для якого Cr = 29. 6 кH; e = 0. 36; Y = 1. 66; 2) Осьовi складовi вiд радiальних 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 - S1A1 = S1 = 264. 3 H; FA2 = FA1 + FA = 264. 3 + 564 = 828. 3 H. 3) Знаходимо вiдношення: FA1 / V Fr1 = 264. 3/ 1 * 884. 7 = 0. 298 < e = 0. 36 – тодi Х = 1; Y = 0; FA2 / V Fr2> e = 0. 36 – тодi Х = 0. 4; Y = 1. 66. б = 1,2 – коефiцiєнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефiцiєнт. PE1 = r1 + 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 бiльш навантаженої опори 2, потрiбна динамiчна вантажепiд’ємнiсть: Сп = PE2 Р ÖLn n * 60 / 106 = 2112. 9 3. 33 Ö17423 * 1455 * 60 / 106 = 19. 075 H < Сr = 29600H – пiдшипник придатний до використання. Базова довговiчнiсть : 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 8. 2 Пiдбiр пiдшипникiв для промiжного вала. Вал ІІ. dn = 25 мм – дiаметр посадочного мiсця пiдшипника. Радiальнi навантаження на пiдшипники: Fr1Ö RAy +2 RAx 2 = Ö18922 = 685,5 H; Fr2Ö RBy 2 + RBx 2Ö 6572 + 54102 = 5449. 7 H; FAA1A 2 Ln = tекв 1) Приймаємо конiчний радiально – упорний пiдшипник середньої серiї 7305, для якого Cr 2) Осьовi складовi вiд радiальних навантажень: S1 = 0. 83 * e * Fr1 S2 Так як S2 > S1 та FA< S2 - S1 , то FA1A2 - FA = 1628. 3 – 233 = 1395. 3H; FA2 = S2 = 1628. 3 H; 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< e = 0. 36 – тодi Х = 1; Y = 0. 4) Еквiвалентне динамiчне навантаження при Кб = 1,2 – коефiцiєнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефiцiєнт. PE1 = r1 + 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 бiльш навантаженої опори 2, потрiбна динамiчна вантажепiд’ємнiсть: Сп = PE2 Р ÖLn3. 33Ö17423 * 361. 25* 60 / 106 = 38855. L10 = (СrE2 )3. 33 = (29600 / 6539. 6)3. 33 = 152. 6 млн. об.; L10n =10610 / 60 * n = 106 * 152. 6 / 60 * 361. 25 = 7041. 3 годин < Ln = 17423 – замiна пiдшипника потрiбна через половину строку експлуатацiї. 8. 3 Пiдбiр пiдшипникiв для промiжного вала. Вал ІІІ. Дано : n = 114,68 об/хв – швидкiсть обертання вала. dn = 35 мм – дiаметр посадочного мiсця пiдшипника. Радiальнi навантаження на пiдшипники: Fr1 = Ö RAx 2 + RAy 2Ö5081,32 + 615,62 =5118,4 H; Fr2 = Ö RBx 2 + RBy 2 = Ö6110,522 = 7062,6H; FA = FA1 - FA 2 = 304,8 – 3257,7 = 2952,9 H. Ln = tекв = 17423 годин – час роботи пiдшипникiв (потрiбна довговiчнiсть) r = 48,1кH; e = 0. 32; Y = 1. 88. 2) Осьовi складовi вiд радiальних 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 FA11 = 1359,4 H; FA2 = FA1A = 1359,4 + 2952,9 = 4312,3 H. 3) Знаходимо вiдношення: FA1 / V Fr1 = 1359,4/ 1 * 5118,4 = 0. 26 < e = 0. 32 – тодi Х = 1; Y = 0; FA2 / V Fr2> e = 0. 32 – тодi Х = 0. 4; Y = 1. 88. 4)Еквiвалентне динамiчне навантаження при Кб = 1,2 – коефiцiєнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефiцiєнт. PE1 = (VX Fr1 + Y FA1б 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 бiльш навантаженої опори 2, потрiбна динамiчна вантажепiд’ємнiсть: Сп = PE2 Р ÖLn n * 60 / 106 = 13118,53. 33 Ö17423 *114,68 * 60 / 106 = 45225. Базова довговiчнiсть пiдшипника: L10 = (Сr / PE2 )3. 33 = (48100/ 13118,5)3. 33 = 75,68млн. об.; L10n =106 * L10 / 60 * n = 106 * 75,68 / 60 * 114,68 = 10998годин < Ln = 17423 –пiдшипник придатний до використання без замiни. dn = 50 мм – дiаметр посадочного мiсця пiдшипника. Радiальнi навантаження на пiдшипники: Fr2 = Ö RAx 2Ay 2Ö3034. 822 Fr1 = Ö RBx 2 + RBy 2Ö5121. 22 + 526. 32 = 5148. 1H; FA = 3686. 3 H – осьова сила. Ln = tекв = 17423 годин – час роботи пiдшипникiв (потрiбна довговiчнiсть) r = 96,6 кH; e = 0. 31; Y = 1. 94 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 вiдношення: FA1 / V Fr1 = 1324. 6/ 1 * 5148,1 = 0. 25 < e = 0. 31 – тодi Х = 1; Y = 0; FA2 / V Fr2 = 5010. 9 / 1 * 4850. 6 = 1. 03 > e = 0. 31 – тодi Х = 0. 4; Y = 1. 94. бt = 1 – температурний коефiцiєнт. PE1 = (VX Fr1A1 ) 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. Сп = PE2 Р ÖLn6 = 13993. 63. 33 Ö1742. 3 *37. 97 * 60 / 106< Cr = 96. 6 кН – пiдшипник придатний до використання. 9. Розрахунок шпоночних з ’ єднань. Розмiри шпонок в поперечному перерiзi встановлюють за стандартом в залежностi вiд дiаметра вала i вимог щодо роботоспроможностi конструкцiй, а їхню довжину визначають конструктивно в залежностi вiд довжини маточини. Прийнятi розмiри шпоночних з’єднань перевiряють розрахунком на зрiз i зминання: s3м = 4Т / d * ep * h £[s]3м , мПа. де Т – крутний момент на валу Н * мм. ep – розрахункова довжина шпонки, мм. [s]3м ¸ 180, мПа – допустиме напруження зминання матерiалу шпонки Ст. 6; t3р = 2Т / d * ep * b £[t]3р , мПа; де b – ширина шпонки, мм. [t]3р = 80 мПа – допустиме напруження на зрiз; 9. 1 Розрахунок шпоночного з’єднання валу І: Дано: Т = 35. 556 Н * м ; d = 32 мм; p = 32 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3. 3 мм s3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 35556 / 32 * 32 * 7 = 19. 84 мПа < [s]3м = 160 мПа t3р p * b = 2 * 35556/ 32 * 32 * 8 = 8. 68 мПа < [t]3р = 80 мПа; e = ep + b = 32 + 8 = 40 мм; b * h * e = 8 * 7 * 40 мм. 9. 2Розрахунок шпоночного з’єднання валу ІІ: Дано: Т = 34,327 Н * м ; d = 22 мм; b * h = 8 * 7 мм; ep1 = 4 мм; t2 = 3. 3 мм; s3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 34327 / 22 * 32 * 7 = 27. 86 мПа < [s]3м = 160 мПа; t3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 34327 / 22 * 32 * 8 = 12. 19 мПа < [t]3р = 80 мПа; e = ep + b = 32 + 8 = 40 мм; b * h * e = 8 * 7 * 40; b * h = 8 * 7 мм; ep = 20 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3. 3 мм; s3м = 4Т / d * ep3 / 30 * 20 * 7 = 124. 86 мПа < [s]3м = 160 мПа; t3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 131. 1 * 103 / 30 * 20 * 8 = 54. 63 мПа < [t]3р 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; t12 = 3. 3 мм; s3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 131. 1 * 103< [s]3м = 160 мПа; t3р p * b = 2 * 131. 1 * 103 / 24 * 24 * 8 = 56. 9 мПа < [t]3р 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; ep1 = 5 мм; t2 = 3. 3 мм; s3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 402. 7 * 103 / 36 * 32 * 8 = 174. 78 мПа < [s]3м = 180 мПа; t3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 402. 7 * 103 / 36 * 32 * 10 = 69. 91 мПа < [t]3р = 80 мПа; e = ep 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; s3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 402. 7 * 103< [s]3м = 160 мПа; t3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 402. 7 * 103< [t]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; s3м = 4Т / d * ep3 / 55 * 52 * 10 = 167. 62 мПа < [s]3м = 180 мПа; t3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 1198. 5 * 103 / 55 * 52 * 16 = 53. 38 мПа < [t]3р = 80 мПа. e = ep + b = 52 + 16 = 68 мм; b * h * e = 16 * 10 * 68 мм. b * h = 12 * 8 мм; ep = 118 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3. 6 мм; s3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 1198. 466 * 103 / 40 * 118 * 8 = 126. 96 мПа < [s]3м = 160 мПа; t3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 1198. 466 * 103< [t]3р £ 80 мПа; e = ep + b = 11 + 12 = 23 мм; b * h * e = 12 * 8 * 130 мм. Стандартнi муфти для приводу пiдбирають за крутним моментом з урахуванням дiаметра валу. Пiдбираємо муфту пружну втулково – пальцеву (МУВП) за ГОСТом 21424 – 75 ( рис. 11). Вона вiдрiзняється простотою конструкцiї та зручнiстю монтажу i демонтажу. Муфта пом’якшує удари та вiбрацiї, компеснує невеликi похибки монтажу i деформацiї валiв. Допустиме радiальне змiщення валiв не бiльше за 0,4, кутове змiщення – не бiльше за 10 00Іb ³ 8 МПа. Навантажувальна здатнiсть муфти обмежена стiйкiстю гумових елементiв, тому перевiрочний розрахунок робимо на мiцнiсть при зминаннi цих елементiв. Для першої муфти приймаємо кiлькiсть пальцiв z = 4. Площа зминання гумових елементiв S = d * l52 Колова сила, що дiє на пальцi: Ft = 2T/D1 = 2 * 35556 Н * мм / 71 мм = 1001,58 Н; Перевiряємо умову мiцностi на зминання: s3м = F3м / S3м = Ft / S = 1001. 58 / 600 = 1. 67 мПа < 8 мПа; Умова мiцностi на зминання виконується, отже залишаємо вибрану муфту. 5 * z = 20 * 44 * 6 = 5280мм2 ; Ft2 Перевiряємо умову мiцностi на зминання: s3м = F3м / S3м = Ft< 8 мПа; 11. Вибiр мастила для зачеплень i пiдшипникiв: Для зменшення витрат потужностi на тертя i зниження iнтенсивностi зносу поверхонь, що труться, також для запобiгання заїданню, задирам та корозiї, кращого вiдведення теплоти поверхнi деталей, що труться повиннi мати надiйне змащування. Для змащення зубчастих передач застосовуємо картерну систему. В корпус редуктора заливаємо мастило так, щоб вiнцi колiс були в нього зануренi. При їхньому обертаннi масло захоплюється зубцями, розбризкується i потрапляє на внутрiшi стiнки корпусу, звiдки стiкає в нижню його частину. Всерединi корпусу утворюється взвiсь частинок мастила в повiтрi, яка покриває поверхнi розташованих в серединi корпусу деталей. Глибина занурення цилiндричного колеса тихохiдної передачi складає (0,5 … 5) * m. Так як у нас є конiчна передача, то глибину занурення приймаємо 30... 50 мм. Рiзниця мiж верхнiм i нижнiм рiвнем повинна складати не менше нiж 10 мм, що в межах допустимого. Бажана в’язкiсть мастила за таблицею (11. 1 №3) складає 50 * 10-6 м2 /с. За таблицею (11. 2 №3) обераємо мастило И – 50А з кiнематичною в’язкiстю 47 … 55 м20 С. Vм = 0,4л * 1кВт = 0,4 * 5,38 = 2,152 » 2,2 л. На практицi намагаютья змащувати пiдшипники тим же мастилом, що i деталi передач. Але це можливо тiльки для пiдшипникiв чер’яка. В нашому ж випадку пiдшипники задалеко вiд мастильної ванни, тому будемо змащувати їх пластичним змащувальним матерiалом. В цьому випадку пiдшипниковий вузол закривають мастиловiдкидаючим кiльцем, а вiльний простiр, всерединi, заповнюють змащувальним матерiалом. Вибираємо пластичне мастило ВНИИ НП – 242, що рекомендується для важконавантажених пiдшипникiв, а також для роликопiдшипникiв. Рiвень мастила в редукторi перевiряється жезловим маслопоказчиком i мастилозливною пробкою з конiчною нарiзкою. 12. Побудова механiчних характеристик електродвигуна i робочої машини: Дано: електродвигун типу 4А 112М4У3 РН = 5,5 кВт; nН = 1445хв-1 ; Mn / MН = 2,0; Mmax / MН = 2. 2 = l. MН = 9550 РН / nН = 9550 * 5,5/ 1445 = 36,35 Н * м; Mmax = Mкр = lMН =2,2 * 36,35 = 79,97 Н * м; Знаходимо номiнальне, i критичне ковзання двигуна: SНO - nН ) / nO = (1500 – 1445) / 1500 = 0. 037; SкрН (l + Öl2 – 1) = 0,037(2,2 + Ö2,22 – 1) = 0,154. Знаходимо критичну частоту обертання ротора двигуна, при якiй вiн розвиває критичний момент: nкр = nO ( 1 - Sкр ) = 1500 (1 – 0. 154) = 1269 хв-1 ; OХ i розраховують вiдповiднi значення ковзання SХO – nХO M = 2 Mкр / (S/ Sкр + Sкр Результати розрахункiв n, S i М заносимо в таблицю 12. 1. Таблиця 12. 1 nХO N, хв-1 S M, Н * м MC , Н * м 0 0 1 24. 06 7. 8 0. 1 150 0. 9 26. 58 8. 25 0. 2 300 0. 8 29. 68 9. 58 0. 3 450 0. 7 33. 56 11. 81 0. 4 600 0. 6 38. 51 14. 94 0. 5 750 0. 5 44. 99 18. 95 0. 6 900 0. 4 53. 63 0. 7 1050 0. 3 0. 8 1200 0. 2 77. 31 36. 34 0. 9 1350 0. 1 43. 93 0. 92 1380 0. 08 65. 43 45. 55 0. 94 1410 0. 06 51. 1 47. 21 0. 96 1440 0. 04 38. 92 48. 90 0. 98 1470 0. 02 20. 43 50. 63 1 1500 0 0 52. 40 Також будуємо iншу характеристику, яка представляє собою залежнiсть: n = ¦ (MC ) MC = a1 + a2X / nO )y ; де a1 = 7,8 Н * м, a2 = 44,6 Н * м – постiйнi величини для конкретної роботи машини; y = 2 – коефiцiєнт, що характеризує змiну моменту опору при змiнi частоти обертання вала машини. З побудованих графiкiв бачимо, що в момент пуску момент з боку робочої машини бiльший за пусковий момент двигуна, тому двигун потрiбно запускати в режимi холостого ходу. Знаходимо коефiцiєнт навантаження: b = Муст / МН = 47,2 / 36,35 = 1,3; 12. 1 Розрахунок i вибiр лiнiї живлення, апаратури управлiння i захисту електродвигуна. Дано: електродвигун типу 4А 112М4У3 РН = 5,5 кВт; nН = 1445хв-1 ; ІН = 11,5 А при U = 380 B; ІП / ІН = 7; cos jН = 0. 85; h = 85. 5 %; Розрахунковий струм лiнiї: ІР = b * РН / (Ö3) * U Н *h * cos jН = 1,3 * 5500 / (Ö3) * 380 * 0,855 * 0,85 = 14,95 А. де b - коефiцiєнт завантаження двигуна; РН – номiнальна потужнiсть двигуна, Вт; U НН - вiдповiдно ККД i коефiцiєнт потужностi двигуна. HM П = 25А > IP = 14. 95 A. Захист двигуна вiд перевантажень забезпечується тепловим реле РТЛ – 102104 ( межа регулювання струму неспрацювання реле 13 …19 А). Для захисту вiд струмiв короткого замикання в установцi передбачаємо запобiжник з плавкою вставкою: ІВН ³IP , ІВН³ Іmax / a, де a - коефiцiєнт теплової iнертностi запобiжника (для умов нормального пуску при t £ 10 с a = 2,5) С 11,5 * (Ö3) * 7 / 2,5 = 55,77 А; Згiдно каталогу електрообладнання в установцi приймаємо запобiжник типу ПР – 2 ( номiнальний струм запобiжника ІНпрВН = 60 А). Межу регулювання установок КЗ вибирають з умови: Іср ³ 1,2 ІmaxÖ3) * 7 = 167. 32 A. Згiдно розрахунку струм роз’єднання беремо ІНр = 250 А (250 > 167. 32). Для пiдключення двигуна приймаємо алюмiнiєвий провiд з гумовою iзоляцiєю в обгортцi просоченою лавсаном марки АПРТО. Перерiз трьохжильного алюмiнiєвого провода при прокладцi в трубi повинен бути 10 мм2доп = 38 А > Ір Вiдповiднiсть вибраного перерiзу провода i засобу захисту перевiряємо з умови: Ідоп ³ Кзз ; де Кз – захисний коефiцiєнт (для запобiжника Кз = 0,33); Ізз = ІВН ); Ідоп ³Кз * ІВН = 0. 33 * 60 = 19. 8 A; Так як умова Кз * ІВН = 19. 8 A < Ідоп = 38 Авиконується, то вибраний перерiз вiдповiдає засобу захисту. Замiсть запобiжника в установцi може бути прийнятий автоматичний повiтряний вимикач. Номiнальний струм роз’єднання ІНр = 40 А. При установцi автомата використовуємо три одножильнi алюмiнiєвi проводи, перерiз при прокладцi в трубi 25 мм2 . Ідоп ³ Кз * Іср (80 > 0. 22 * 250 = 55 A). Вибранi перерiзи проводiв перевiряємо на вiдносну втрату напруги: а) для варiанту з установкою запобiжника DU% = 105H * L / U 2 H * S = 105 * 0. 032 * 5. 5 * 30 / 2202 2 /м); PH – розрахункова активна потужнiсть двигуна, кВт; L – довжина лiнiї, м; UH – номiнальна лiнiйна напруга хвильової лiнiї, В; S – перерiз вибраного проводу, мм2 . В нашому випадку падiння напруги менше нiж 5%, що вiдповiдає вимогам ПУЕ. б) для варiанту з установкою автомата: DU% = 105 * b * PH * L / U 2 H5 * 0. 032 * 5. 5 * 30 / 2202 * 25 = 0,436% < 5%; Вибранi для установки провода задовольняють вимоги по механiчнiй мiцностi, отже провода були пiдiбранi правильно. 13. Лiтература 1. Павлище В. Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. – К.: Вища школа, 1993 – 556 с. 5. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. – М.: Машиностроение, 1978 – 559 с. 6. Методические указания к определению допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач с применением ЭВМ в процессе выполнения самостоятельной работы подисциплине «Детали машин» - Кудрявцев Г. П., Беспалько А. П., Паламаренко А. З. – К.: КТИПП, 1989 – 52с.