Реферат Технічне завдання на проект

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 22.11.2024

Зміст

1.Технічне завдання на проект.

2. Вступ.

3. Вибір електродвигуна і кінематичниий розрахунок приводу.

4. Розрахунок циліндричної косозубої передачі першого ступеня. 5. Розрахунок конічної прямозубої передачі.

6. Розрахунок косозубої циліндричної передачі третього ступеня.

7. Розрахунок валів.

8.Розрахунок підшипників.

9. Розрахунок шпоночних з’єднань.

10. Вибір муфти

11. Вибір мастила для зачеплень і підшипників:

12. Побудова механічних характеристик електродвигуна і робочої машини:

13. Література

Міністерство освіти України

Український державний університет

харчових технологій

Кафедра Технічної механіки

і пакувальної техніки

ПРИВІД

з циліндрично – конічно – циліндричним

редуктором

Пояснювальна записка

ДМ. 24 – 02.02.000

Розробив студент

групи М – ІІІ –2 Лазаренко О.П.

залікова книжка № 960865

Керівник проекту Якимчук М.В.

Київ 1999

Міністерство освіти України

Український державний університет

харчових технологій

Кафедра ТМ. і ПТ.

ТЕХНІЧНЕ ЗАВДАННЯ № 24 - 2

на проект по дисципліні "Деталі машин"

Студенту Лазаренко О.П. Група М - ІІІ - 2

Спроектувати привід з циліндро - конічно - циліндричним редуктором (по даній схемі)

1. Електродвигун; 2. Муфта.

3. Триступінчатий редуктор.

4. Рама. 5. Муфта.

Крутячий момент, Т_вих .......... 1200 н*м

Частота обертання, П_вих ..... 38 хв^-1

Відхилення частоти обертання ± 3 %

Термін служби привода , рік .... 10 років

Число робочих змін на добу .... 2

Дата видачі 27.10.98. Керівник проекту ....………….. Якимчук М.В.

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:

 = Пⁿ_{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.

 = ²_м * ⁴_пп * ²_цп * _кп = 0,99² * 0,995⁴ * 0,98² * 0,96 = 0,886

3.2 Потужність на вхідному валу приводу:

N_вих = Т_вих * n_вих / 9550 = 1200 * 38 / 9550 = 4.77, кВт.

3.3 Розрахункова потужність електродвигуна:

N_дв = N_вих / = 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

Т_пуск /

Т_ном

Т_max /

Т_ном

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 = n_дв / n_вих = 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 = N_дв = 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 = n_дв= 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*t_c*Kдіб*Крік = 365*2*10*8*0.92*0.78 = 41907.84 год.

Еквівалентний час роботи передач при розрахунку по контактним напруженням:

t_екв = t_* _{і = 1}^к (Т_і / Т)³ * N_i = 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:

t_екв = t_* _{і = 1}^к (Т_і / Т)⁶ * N_i= 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 обробки
	Марка 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 * K_HL *Z_R Z_V /S_H , Мпа

де _H limb – границя контактної витривалості поверхні зубців;

S_H - коефіцієнт безпеки при розрахунку на контактну

витривалість;

K_HL – коефіцієнт довговічності;

Z_R – коефіцієнт, який враховує шероховатість спряжених

поверхонь зубців;

Z_V – коефіцієнт, який враховує колову швидкість;

S_H – якщо матеріал однорідний, то S_n = 1.1

K_HL = ^MнN_цно / N_цне = ⁶17,07*10⁶ /1510,6*10⁶ = 0,47

де Мн – показник ступеня до контактної виносливості. Мn для

сталей = 6;

N_цно – базове число зміни циклів напруг,

N_цно = 30 (НВ)^2.4 = 30*250^2.4 = 17,07*10⁶ циклів;

N_цне – еквівалентне число циклів,

N_цне = 60* t_екв*n*K_HE = 60*17423.005*1445*1 = 510.6*10⁶ циклів;

K_HE – коефіцієнт приведення перемінного режиму напруження до

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

Z_R =1 за таблицею ( 5 № 6 );

Z_V = 1 при   5 м/с;

Якщо N_цне >N_цно то K_HL =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*Y_R * Y_S *K_FL *К_FC /S_F , мПа;

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

S_F – коефіцієнт безпеки при розрахунках на згин;

Y_R – коефіцієнт, який враховує шероховатість перехресної

поверхні;

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

центрацію напруги ;

K_FL – коефіцієнт довговічності;

К_FC– коефіцієнт, який враховує вплив двостороннього

прикладення навантаження;

_F limb = 18 HRC,

_F limb₁ = 18*25 = 450, мПа;

_F limb₂ = 18*24 = 432, мПа;

S_F = 1.75 при ймовірності неруйнування зубів до 99%;

Y_R = 1 – при фрезерувальних або шліфувальних поверхнях;

Y_S = 1 – при проектному розрахунку;

K_FL = ^M^FN_Fо / N_Fе .

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

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

N_Fе - еквівалентне ( сумарне) число циклів зміни напруг,

N_Fе = 60Ln*n*n_з * К_Fе ;

Ln = t_екв = 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. К_Fе = 1;

N_Fе1 = 60*17423,05*1445*1,1 = 25,18*10⁶ циклів ;

N_Fе2 = 60*17423,05*361,25*1,1 = 6,29*10⁶циклів;

В усіх випадках, коли N_Fе > N_Fо то K_FL =1.

K_FС = 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):

a_wmin = К_а(u + 1) ³(T₂ - К_н_)/ba *u []²_Hp,

де К_а - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа^1/3;

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. К_н_ = 1.17

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

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

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 a_w 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 a_w = 2(19+76)/2*100 = 0,95, тоді  = 18^о 10^І 20^ІІ

4.6 Попередні значення деяких параметрів передачі.

Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса:

d₁ = 2 a_w /u +1 = 2*100/4 +1 = 40 мм;

d₂ = d₁ u = 40*4 = 160 мм.

Ширина зубчастих вінців :

b₂ = ba* a_w = 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 (n_ст =9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

z_v1 = z₁/cos³  = 19/0.95³ = 22.16;

z_v2 = 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*sin18^о 10^І 20^ІІ/3.14*2 = 1.99;

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

F_t = F_Ht = F_Ft =2T₁ /d₁ = 2*34.327*10³ /40 = 1716.35H;

4.7 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому:

_H = z_E * z_H * z_M _Ht (u +1)/ d₁*u []_HР

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

z_H = 1,77 cos = 1.77*0.95 = 1.68;

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

Колова сила

_Ht= F_t / b₂ * K_H_ * K_H_ * K_Hv ;

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

K_Hv = 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*T_1max /T_H = 498.18 * 2T₁ / T₁ = 704.53 МПа;

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

4.8 Розрахунок зубів на втому при згині:

[]_gym = Y_F * Y_E * Y_ *_FL/Mn []_F ,

де Y_F1 = 4,08; Y_F2 = 3,61 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];

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

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

_Ft– розрахункова колова сила.

K_F_ = (4 + (E_ -1)(n_ст –5))/4*E_ = (4 + ( 1.59 – 1)(9 – 5))/4*1.59 = 1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;

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

K_Fv =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 (T_1max /T_1F ) []_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]).

h_a – висота головки зубця;

h_f = 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 :

F_t = 1716.35 H;

F_r = F_t tg _n /cos  = 1716.35 tg 20/0.95 = 657.58 H;

F_a = F_t 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:

[]_F_max₁ = 27.4*22 = 602.8 МПа;

[]_F_max₂ = 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:

D_ezmin= K_d³ T_1H K_H_ u² /( К_be (1 - К_be )) []²_H, мм.

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

К_bd = К_be u/( 2 - К_be ) = 0.273.15/(2 – 0.27) = 0.49;

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

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

D_ezmin= K_d³ T_1H K_H_ u² /( К_be (1 - К_be )) []²_H = 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:

M_e = d_e2min /z₂ = 301.72/63 = 4.79 мм.

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

d_e1 = Me* z₁ =5*20 = 100 мм;

d_e2 = 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 = К_be 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]:

d_m1 = Mm* z₁ = 4.32*20 = 86.4 мм;

d_m2 = 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 36^I 14^II

₂ = 90-₁ =72.24^I 46^II

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 (n_c = 9)

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

z_v1 = (z₁ 1 + u² )/u = (201 + 3.15² )/3.15 = 20.98;

z_v2 = (z₂ 1 + u² ) =63 1 + 3.15² = 208.21.

Коефіцієнт торцевого перекриття:

E_= 1.88 – 3.2 (1/ z_v1 + 1/z_v2 ) = 1.88 – 3.2(1/20.98 + 1/208.21) = 1.71.

За формулою 24.22 [1] колова сила:

F_t = F_Ht = F_F = 2T₁ /dm₁ =2* 131.149 * 10³ /86.4 = 3035.86H.

5.3 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому:

_H = z_M* z_H*z_E (_Ht/d_m1 )( 1 + u² /u), мПа.

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

z_m = 168 – ст.320 [1];

z_E = (4 – E_)/3 = (4 – 1.71)/3 = 0.87;

K_Ha = 1 – розподіл навантаження між зубцями;

K_H_ = 1.04;

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

За формулою 24.29 питомий розподіл колової сили:

_Ht= F_Ht* K_Ha K_H_ K_Hv/ 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 = z_M* z_H*z_E (_Ht/d_m1 )( 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 T_1max /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 = Y_F Y_E Y_ _Ft /Mm, МПа;

де Y_F1 = 4.08; Y_F2 = 3.62 – табл. 23.5 [1];

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

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

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

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

За формулою 24.30 питомий розрахунок колової сили:

_Ft = F_Ft * K_F_ *K_F_ K_Fv /0.85b = 3035.86 * 1*1.04*1.06/0.85*44.62 = 88.24 н/мм.

_F1 = Y_F1 Y_E Y_ _Ft /Mm = 4.08*1*1*88.24/4.32 = 83.34 Мпа;

_F2 = Y_F2 Y_E 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 (T_1max /T₁) = 267.43*2 = 534.86 Мпа;

_F2max = _F2 (T_1max /T₁) = 246.86 *2 = 493.72 Мпа;

_F1max = 534.86 < 602,8 Мпа;

_F2max = 493.72 < 548 Мпа.

5.5 Розрахунок параметрів конічної передачі :

h_ae = m_e = 4.79 мм – зовнішній виступ головного зубця;

h_fe = 1.2 m_e = 1.2*4.79 = 5.75 мм – зовнішній виступ ніжки зубця;

h_e = 2.2 m_e = 2.2*4.79 = 10.54 мм – зовнішній виступ зубця;

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

 = 20⁰ - кут провідного зуба;

₁ = 17⁰ 36^І 14^ІІ;

₂ = 72⁰ 24^І 46^ІІ;

d_e1 = 100 мм;

d_e2 = 315 мм.

Зовнішній діаметр вершин зубців :

d_ae1 = d_e1 + 2 m_e cos₁ = 100 + 2*4.79 *cos17⁰ = 109.13 мм;

d_ae2 = d_e2 + 2 m_e cos₂ = 315 + 2*4.79 *cos72⁰ = 317.88 мм.

Зовнішній діаметр впадин:

d_fe1 = d_e1 – 2.4 m_e cos₁ = 100 – 2.4*4.79 *cos17⁰ = 89.04 мм;

d_fe2 = d_e2 – 2.4 m_e cos₂ = 315 – 2.4*4.79 *cos72⁰ = 311.55 мм;

Re = 165.25 мм;

Rm = 142.94 мм;

Mm = 4.32 мм;

d_m1 = 86.4 ; d_m2 = 272.16 мм.

Кут головки та ніжки зубців за 24.11 [1]:

tg _a = h_ae /R_e = 4.79/165.25 = 0.02899. _a =1.6603⁰ ; _a = 1⁰ 42^I 2^II;

tg _f = h_fe /R_e = 5.75/165.25 = 0.0348. _f =1.9928⁰ ; _a = 1⁰ 59^I 15^II.

Кути косинуса вершин за 24.12 [1]:

_a1 = ₁ +_a = 17⁰ 36^І 14^ІІ + 1⁰ 42^I 2^II = 19⁰ 18^I 16^II;

_a2 = ₂ +_a = 72⁰ 24^І 46^ІІ + 1⁰ 42^I 2^II = 74⁰ 06^I 48^II.

Кути косинуса впадин за 24.13 [1]:

_f₁ = ₁ - _f = 17⁰ 36^І 14^ІІ - 1⁰ 59^I 15^II = 15⁰ 37^I 59^II;

_f₂ = ₂ - _f = 72⁰ 24^І 46^ІІ - 1⁰ 59^I 15^II = 70⁰ 25^I 31^II.

Сили в зачепленні зубців конічної передачі 24.26 [1]:

F_t = 3035.86 H

Радіальна сила на шестерні :

F_r1 = F_a2 = F_t tg a cos₁ = 3035.86 * tg20 cos 17⁰ 36^І 14^ІІ = 1053.17 H.

Осьова сила :

F_a1 = F_r2 = F_t tg a cos₂ = 3035.86 * tg20 cos 72⁰ 24^І 46^ІІ = 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:

[]_F_max₁ = 27.4*25 = 685 МПа;

[]_F_max₂ = 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):

a_wmin = К_а(u + 1) ³(T *К_н_)/ba *u []²_Hp:

де К_а - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа^1/3;

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. К_н_ = 1.08

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

По ГОСТу 21185- 60 [4] a_w= 200 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо  = 15^о. 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 a_w 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 a_w = 4.5(20 + 61)/2*200 = 0,91, тоді  = 24^о 18^І 7^ІІ

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* a_w = 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 (n_ст = 9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

z_v1 = z₁/cos³  = 20/0.91³ = 26.54;

z_v2 = 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*sin24^о 18^І 7^ІІ/3.14*4.5 = 2.33.

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

F_t = F_Ht = F_Ft =2T₁ /d₁ = 2*402.792*10³ /98.77 = 8156.16 H.

6.4 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність:

_H = z_E * z_H * z_M _Ht (u +1)/ d₁*u []_HР , МПа.

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

z_H = 1,77 cos = 1.77*0.91 = 1.62;

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

Колова сила:

_Ht= F_t / b₂ * K_H_ * K_H_ * K_Hv ;

K_Ha = 1.12;

K_Hv = 1.01;

K_Hb = 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*T_1max /T_H = 457,48 * 2 = 646,97 МПа;

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

6.5 Розрахунок зубів на втому при згині:

[]_gym = Y_F * Y_E * Y_ *_FL/Mn []_F , мПа.

де Y_F1 = 4,08; Y_F2 = 3,62 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];

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

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

_Ft– розрахункова колова сила:

K_F_ = (4 + (E_ -1)(n_ст –5))/4 *E_ = (4 + ( 1.52 – 1)(9 – 5))/4*1.52 = 1 коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.

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

K_Fv =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 (T_1max /T_1F ) []_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]).

h_a – висота головки зубця;

h_f = 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 :

F_t = 8156.16 H;

F_r = F_t tg _n /cos  = 8156.16 tg 20/0.91 = 3257.72 H;

F_a = F_t 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.

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

[]₃₂^III = 95 МПа – при третьому роді навантаження;

[]_кр^I = 115 МПа – допустиме напруження кручення;

 = []₃₂^III /[]₃₂^II = 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:

 M_Ax = o;

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

R_Ax = R_Bx = 858 H;

b) Згинальні моменти:

M_Cx = M_Ax = o;

M_Dx = R_Bx *c = 858 *0.05 = 42.9 H*м;

c) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині:

 M_Ay = o;

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

 M_By = o;

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

d) Згинальні моменти:

M_Dⁿ_y = - R_By * c = -216*0.05 = -11 Н*м;

M_D^л_y = M_Dⁿ_y - Fa1* (d₁ /2) = -11 – 564*0,02 = 22 Н*м;

Епюра сумарних згинальних моментів :

M_ ⁿ_D= 42,9² + 11² = 44 Н*м;

M_ ^л_D= 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 :

М_пр =  M_²+ (Т)² ;

M_прⁿ_D= 44 Н*м;

M_пр^л_D= 48² + (0,76*34,3)² = 54,6 Н*м;

М_прС = М_прА = Т = 34,3 Н*м;

Знаходимо діаметри вала :

d_c = d_A = ³T/0.2[]_кр = ³34.3*10³ /0.2*115 = 11 мм – приймаю d_c = 22 мм; d_A = 25 мм.

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

d_B = 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:

 M_Вx = o;

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

 M_Аx = o;

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

b) Згинальні моменти:

M_32Вx = - Ft₃*с = 3035*0,05 = -152 Н*м;

M_32Сx = - Ft₃*(b +с) + R_Вx *b = 3035*(0,05+ 0.05) + 5410*0.05 = -33 Н*м;

с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині:

 M_Ay = o;

R_By = 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;

 M_By = o;

R_Ay = 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:

M_32Dy = - Fa₃*d_m3 /2 = 331*0.043= -14 Н*м;

M_32Вy = Fr₃*с - M_32Dy = 1053*0,05 - 14 = 38 Н*м;

M₃₂ ⁿ_Cy= - R_By* b + Fr₃ (b +c) - M_32Dy = - 657*0.05 + 1053*(0.05 + 0.05) - 14 = 58 Н*м;

M₃₂ ^л_Cy= M₃₂ ⁿ_Cy- Fa₂* (dm₂ /2) = 58 - 564*0.08 = 13 Н*м;

Епюра сумарних моментів:

M__D= M_32Dy =14 Н*м;

M__B= 152² + 38² = 156 Н*м;

M_ ⁿ_C= 33² + 58² = 67 Н*м;

M_ ^л_D= 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 :

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

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

М_пр ⁿ_C = 67² + (0,76*131.1)² = 120 Н*м;

M_пр ^л_C= 35 Н*м;

Знаходимо діаметри вала :

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

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

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

d^л_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:

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

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

b) Згинальні моменти :

M_32Dx = - R_B *c = - 6110.5*0.075 = - 458.3 H*м;

M_32Cx = Ft₅ *b - R_Bx *(b +c) = 8156 * 0.075 - 6110.5*(0.075 +0.075) = - 304.8 H*м;

с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині:

R_By = 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;

R_Ay = 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:

M_32Dⁿ_y = - R_By * c = 3541.5 * 0.075= -265.6 Н*м;

M_32D^л_y = - R_By * c + Fa₅* (d₅ /2) =3541.5 * 0.075 + 3686.3*0.049 = -84.9 Н*м;

M₃₂ⁿ_c = Fr₅ *b- R_By * (b +c) + Fa₅* (d₅ /2) =3257.7 * 0.075 - 3541.5*(0.075 + 0.075) + 3686.3*0.049 = - 106.2;

M₃₂^л_c = M₃₂ⁿ_c + Fa₄* (dm₄ /2) = -106.2 + 1053*0.136 = 37 Н*м;

Епюра сумарних згинаючих моментів :

M_ ⁿ_D= 458,3² + 256.6² = 529.7 Н*м;

M_ ^л_D= 458,3² + 84.9² = 466 Н*м;

M_ ⁿ_C= 304.8² + 106.2² = 322.7 Н*м;

M_ ^л_C= 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 :

M_прⁿ_D= M_ⁿ_D= 529.7 Н*м;

M_пр^л_D= 466² + (0,76*402.7)² = 557 Н*м;

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

M_пр^л_C= M_^л_C= 307 Н*м;

Знаходимо діаметри вала :

d_B = d_A = d ^л_С = ³307000/ 0.1*95 = 31.8 мм – приймаю d = 35 мм;

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

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

d ⁿ_D = ³529.7*10³ /0.1*95 = 38.2 мм;

7.5 Розрахунок вихідного вала. Вал ІV.

а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині:

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

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

b) Епюри згинальних моментів :

M_32Dx = - R_Bx *b = 5121.2 * 0.08 = 409.7 H*м;

с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині:

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

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

Згинальні моменти:

M_32Dⁿ_y = - R_By * b = 526.3 * 0.08 = 42.1Н*м;

M_32D^л_y = 42.1 - Fa₆ (d₆/2) =42.1 - 3686.3*0.15 = -510.8 H*м;

Епюра сумарних моментів :

M_ ⁿ_D= 409.7² + 42.1² = 411.8 Н*м;

M_ ^л_D= 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 :

М_пр =  M_²+ (Т)² ;

M_прⁿ_D= M_ⁿ_D= 411.8 Н*м;

M_пр^л_D= 654.8² + (0,76*1198.46)² = 1121.7 Н*м;

М_пр_A = M_пр_C= 1198.46 Н*м;

Розраховую діаметри вала :

d_c = d_A = ³Tс/0.2[]_кр = ³1198600 / 0.2*115 = 37 мм – приймаю d_c = 40 мм ; d_A = 50 мм;

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

d ⁿ_D = 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:

М_{31 І-І} = 654.8 10³ Н м;

М_{31 ІІ-ІІ} = 0;

М_{31 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];

R_a = 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

По таблиці 5,15 при _b = 610 МПа і посадці Н7/К6 і d_b = 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 =  = М_{31 І} / W₀ = 654.8 *10³ /14510 = 45.13 Мпа; W₀ = 14510 – табл. 5.9 при d = 55 мм.

Запас міцності для нормальних напружень:

 = T/ W_p = 1198.6 *10³ /30800 = 38.92 мПа; W_p = 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

визначаємо активні коефіцієнти концентрації напружень:

d_b = 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/ W_p = 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 d_b = 50 мм d_b = 40 мм; r = 2.5 мм.

h/r = 5/2.5 = 2; r/d_b = 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/ W_p = T/ d_b2³ *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;

d_n = 25 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

F_r2 =  R_Ax² + R_Ay² =  858² + 441² = 964.6 H;

F_r1 =  R_Bx² + R_By² =  858² + 216² = 884.7 H;

F_A = 564 H – осьова сила;

L_n = t_екв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7305, для якого C_r = 29.6 кH; e = 0.36; Y = 1.66;
Осьові складові від радіальних навантажень:

S₁ = 0.83 * e * F_r1 = 0.83 * 0.36 * 884.7 = 264.3 H;

S₂ = 0.83 * 0.36 * 964.6 = 288.2 H;

Так як S₂ > S₁ та F_A > S₂ - S₁ , то F_A1 = S₁ = 264.3 H;

F_A2 = F_A1 + F_A = 264.3 + 564 = 828.3 H.

3) Знаходимо відношення:

F_A1 / V F_r1 = 264.3/ 1 * 884.7 = 0.298 < e = 0.36 – тоді Х = 1; Y = 0;

F_A2 / V F_r2 = 828.3 / 1 * 964.6 = 0.85 > e = 0.36 – тоді Х = 0.4; Y = 1.66.

Еквівалентне динамічне навантаження при К_б = 1,2 – коефіцієнт безпеки; K_t = 1 – температурний коефіцієнт.

P_{E1 =}(VX F_r1 + Y F_A1) К_б K_t = 884.7 * 1 * 1.2 = 1061.6 H;

P_{E2 =}( 1 * 0.4 * 964.6 + 1.66 * 828.3) * 1.2 * 1 = 2112.9 H.

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

С_п = P_E2 ^РL_n n * 60 / 106 = 2112.9 ^3.3317423 * 1455 * 60 / 106 = 19.075 H < С_r = 29600H – підшипник придатний до використання.

Базова довговічність :

L₁₀ = (С_r / P_E2)^3.33 = (29600 / 2112.9)^3.33 = 6569.8 млн.об.

L_10n =10⁶ * L₁₀ / 60 * n = 10⁶ * 6569.8 / 60 * 1455 = 75255 годин > L_n = 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.

d_n = 25 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

F_r1 =  R_Ay+ ²R_Ax² =  189² + 659² = 685,5 H;

F_r2 =  R_By² + R_Bx² =  657² + 5410² = 5449.7 H;

F_A = F_A1 - F_A₂ = 564 – 331 = 233 H – осьові навантаження.

L_n = t_екв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7305, для якого C_r = 29.6 кH; e = 0.36; Y = 1.66 табл. 24,16[3].
Осьові складові від радіальних навантажень:

S₁ = 0.83 * e * F_r1 = 0.83 * 0.36 * 685,5 = 204,8 H;

S₂ = 0.83 * 0.36 * 5449,7 = 1628,3 H;

Так як S₂ > S₁ та F_A < S₂ - S₁ , то F_A1 = F_A2 - F_A = 1628.3 – 233 = 1395.3H;

F_A2 = S₂ = 1628.3 H;

3) Знаходимо відношення:

F_A1 / V F_r1 = 13.95.3/ 1 * 685.5 = 2.03 > e = 0.36 – тому приймаємо Х = 0,4; Y = 1,66;

F_A2 / V F_r2 = 1628.3 / 1 * 5449,7 = 0.298 < e = 0.36 – тоді Х = 1; Y = 0.

Еквівалентне динамічне навантаження при К_б = 1,2 – коефіцієнт безпеки; K_t = 1 – температурний коефіцієнт.

P_{E1 =}(VX F_r1 + Y F_A1) К_б K_t = (1 * 0.4 * 685.5 + 1.66 * 1395.3) * 1.2 = 3108.4 H;

P_{E2 =}1 * 5449.7 * 1.2 = 6539.6 H.

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

С_п = P_E2 ^РL_n n * 60 / 106 = 6539.6 ^3.3317423 * 361.25* 60 / 106 = 38855.

Базова довговічність :

L₁₀ = (С_r / P_E2)^3.33 = (29600 / 6539.6)^3.33 = 152.6 млн.об.;

L_10n =10⁶ * L₁₀ / 60 * n = 10⁶ * 152.6 / 60 * 361.25 = 7041.3 годин < L_n = 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.

d_n = 35 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

F_r1 =  R_Ax² + R_Ay² =  5081,3² + 615,6² = 5118,4 H;

F_r2 =  R_Bx² + R_By² =  6110,5² + 3541,5² = 7062,6H;

F_A = F_A1 - F_A₂ = 304,8 – 3257,7 = 2952,9 H.

L_n = t_екв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7307, для якого C_r = 48,1кH; e = 0.32; Y = 1.88.
Осьові складові від радіальних навантажень:

S₁ = 0.83 * e * F_r1 = 0.83 * 0.32 * 5118,4 = 1359,4 H;

S₂ = 0.83 * 0.32 * 7062.6 = 1875,8 H;

Так як S₂ > S₁ та F_A > S₂ - S₁ , то F_A1 = S₁ = 1359,4 H;

F_A2 = F_A1 + F_A = 1359,4 + 2952,9 = 4312,3 H.

3) Знаходимо відношення:

F_A1 / V F_r1 = 1359,4/ 1 * 5118,4 = 0.26 < e = 0.32 – тоді Х = 1; Y = 0;

F_A2 / V F_r2 = 4312,3 / 1 * 7062,6 = 0,61 > e = 0.32 – тоді Х = 0.4; Y = 1.88.

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

P_{E1 =}(VX F_r1 + Y F_A1) К_б K_t = 5118,4 * 1 * 1.2 = 6142 H;

P_{E2 =}( 1 * 0.4 * 7062.6 + 1.88 * 4312.3) * 1.2 * 1 = 13118,5 H.

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

С_п = P_E2 ^РL_n n * 60 / 10⁶= 13118,5 ^3.3317423 *114,68 * 60 / 10⁶ = 45225.

Базова довговічність підшипника:

L₁₀ = (С_r / P_E2)^3.33 = (48100/ 13118,5)^3.33 = 75,68 млн.об.;

L_10n =10⁶ * L₁₀ / 60 * n = 10⁶ * 75,68 / 60 * 114,68 = 10998 годин < L_n = 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.

d_n = 50 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

F_r2 =  R_Ax² + R_Ay² =  3034.8² + 3784² = 4850.6 H;

F_r1 =  R_Bx² + R_By² =  5121.2² + 526.3² = 5148.1H;

F_A = 3686.3 H – осьова сила.

L_n = t_екв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

Приймаємо роликовий конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7310, для якого C_r = 96,6 кH; e = 0.31; Y = 1.94
Осьові складові від радіальних навантажень:

S₁ = 0.83 * e * F_r1 = 0.83 * 0.31 * 5148,1 = 1324,6 H;

S₂ = 0.83 * 0.31 * 4850.6 = 1248 H;

Так як S₂ < S₁ та F_A > 0, то F_A1 = S₁ = 1324.6 H;

F_A2 = F_A1 + F_A = 1324.6 + 3686.3 = 5010.9 H;

3) Знаходимо відношення:

F_A1 / V F_r1 = 1324.6/ 1 * 5148,1 = 0.25 < e = 0.31 – тоді Х = 1; Y = 0;

F_A2 / V F_r2 = 5010.9 / 1 * 4850.6 = 1.03 > e = 0.31 – тоді Х = 0.4; Y = 1.94.

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

P_{E1 =}(VX F_r1 + Y F_A1) К_б K_t = 5148,1 * 1 * 1.2 = 6177.7 H;

P_{E2 =}( 1 * 0.4 * 4850.6 + 1.94 * 5010.9) * 1.2 * 1 = 13993.6 H.

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

С_п = P_E2 ^РL_n n * 60 / 10⁶= 13993.6 ^3.331742.3 *37.97 * 60 / 10⁶ = 21170 H < C_r = 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 * e_p * h  []_3м, мПа.

де Т – крутний момент на валу Н * мм.

d – діаметр вала, мм;

e_p – розрахункова довжина шпонки, мм.

[]_3м= 140  180, мПа – допустиме напруження зминання матеріалу шпонки Ст.6;

_3р= 2Т / d * e_p * 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; e_p = 32 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3.3 мм

_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 35556 / 32 * 32 * 7 = 19.84 мПа < []_3м= 160 мПа

_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 35556/ 32 * 32 * 8 = 8.68 мПа < []_3р= 80 мПа;

e = e_p + 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; e_p = 32 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3.3 мм;

_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 34327 / 22 * 32 * 7 = 27.86 мПа < []_3м= 160 мПа;

_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 34327 / 22 * 32 * 8 = 12.19 мПа < []_3р= 80 мПа;

e = e_p + 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; e_p = 20 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3.3 мм;

_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 131.1 * 10³ / 30 * 20 * 7 = 124.86 мПа < []_3м= 160 мПа;

_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 131.1 * 10³ / 30 * 20 * 8 = 54.63 мПа < []_3р= 80 мПа;

e = e_p + 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; e_p = 24 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3.3 мм;

_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 131.1 * 10³ / 24 * 24 * 7 = 130.06 мПа < []_3м= 160 мПа;

_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 131.1 * 10³ / 24 * 24 * 8 = 56.9 мПа < []_3р= 80 мПа;

e = e_p + 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; e_p = 32 мм; t₁ = 5 мм; t₂ = 3.3 мм;

_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 402.7 * 10³ / 36 * 32 * 8 = 174.78 мПа < []_3м= 180 мПа;

_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 402.7 * 10³ / 36 * 32 * 10 = 69.91 мПа < []_3р= 80 мПа;

e = e_p + 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; e_p = 58 мм; t₁ = 5 мм; t₂ = 3.6 мм;

_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 402.7 * 10³ / 40 * 58 * 8 = 86.81 мПа < []_3м= 160 мПа;

_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 402.7 * 10³ / 40 * 58 * 12 = 28.94 мПа < []_3р= 80 мПа;

e = e_p + 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; e_p = 52 мм; t₁ = 6 мм; t₂ = 4.3 мм;

_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 1198.5 * 10³ / 55 * 52 * 10 = 167.62 мПа < []_3м= 180 мПа;

_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 1198.5 * 10³ / 55 * 52 * 16 = 53.38 мПа < []_3р= 80 мПа.

e = e_p + 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; e_p = 118 мм; t₁ = 5 мм; t₂ = 3.6 мм;

_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 1198.466 * 10³ / 40 * 118 * 8 = 126.96 мПа < []_3м= 160 мПа;

_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 1198.466 * 10³ / 40 * 118 * 12 = 42.32 мПа < []_3р 80 мПа;

e = e_p + 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 00^І. 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:

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

Перевіряємо умову міцності на зминання:

_3м = F_3м / S_3м= F_t / 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:

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

Перевіряємо умову міцності на зминання:

_3м = F_3м / S_3м= F_t / 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.

V_м = 0,4л * 1кВт = 0,4 * 5,38 = 2,152  2,2 л.

Змащування підшипників

На практиці намагаютья змащувати підшипники тим же мастилом, що і деталі передач. Але це можливо тільки для підшипників чер’яка. В нашому ж випадку підшипники задалеко від мастильної ванни, тому будемо змащувати їх пластичним змащувальним матеріалом. В цьому випадку підшипниковий вузол закривають мастиловідкидаючим кільцем, а вільний простір, всередині, заповнюють змащувальним матеріалом.

Вибираємо пластичне мастило ВНИИ НП – 242, що рекомендується для важконавантажених підшипників, а також для роликопідшипників.

Рівень мастила в редукторі перевіряється жезловим маслопоказчиком і мастилозливною пробкою з конічною нарізкою.

Для запобігання витікання мастильного матеріалу з підшипникових вузлів, а також захисту їх від пилу і вологи, встановлюємо на вході і виході з редуктора манжетне ущільнення.

12. Побудова механічних характеристик електродвигуна і робочої машини:

Дано: електродвигун типу 4А 112М4У3

Р_Н = 5,5 кВт; n_Н = 1445 хв^-1 ; M_n / M_Н = 2,0; M_max / M_Н = 2.2 = .

Знаходимо номінальний, і критичний (максимальний) моменти двигуна:

M_Н = 9550 Р_Н / n_Н = 9550 * 5,5/ 1445 = 36,35 Н * м;

M_max = M_кр = M_Н =2,2 * 36,35 = 79,97 Н * м;

Знаходимо номінальне, і критичне ковзання двигуна:

S_Н = (n_O - n_Н ) / n_O = (1500 – 1445) / 1500 = 0.037;

S_кр = S_Н ( + ² – 1) = 0,037(2,2 + 2,2² – 1) = 0,154.

Знаходимо критичну частоту обертання ротора двигуна, при якій він розвиває критичний момент:

n_кр = n_O ( 1 - S_кр) = 1500 (1 – 0.154) = 1269 хв^-1 ;

Для побудови механічної характеристики двигуна в діапазоні частоти обертання 0 … n_O задаються частотою обертання ротора n_Х і розраховують відповідні значення ковзання S_Х = (n_O – n_Х)/ n_O. Потім по рівнянню Класса розраховують обертовий момент двигуна при відповідних значеннях n і S:

M = 2 M_кр / (S/ S_кр + S_кр./S)

Результати розрахунків n, S і М заносимо в таблицю 12.1.

Таблиця 12.1

n_Х/ n_O	N, хв^-1	S	M, Н * м	M_C, 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	23.86
0.7	1050	0.3	64.98	29.65
0.8	1200	0.2	77.31	36.34
0.9	1350	0.1	73.05	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 іншу характеристику, яка представляє собою залежність: n =  (M_C)

M_C = ₁ + ₂ (n_X / n_O)^y;

де ₁ = 7,8 Н * м, ₂ = 44,6 Н * м – постійні величини для конкретної роботи машини;

y = 2 – коефіцієнт, що характеризує зміну моменту опору при зміні частоти обертання вала машини.

З побудованих графіків бачимо, що в момент пуску момент з боку робочої машини більший за пусковий момент двигуна, тому двигун потрібно запускати в режимі холостого ходу.

Знаходимо коефіцієнт навантаження:

 = М_уст / М_Н = 47,2 / 36,35 = 1,3;

12.1 Розрахунок і вибір лінії живлення, апаратури управління і захисту електродвигуна.

Дано: електродвигун типу 4А 112М4У3

Р_Н = 5,5 кВт; n_Н = 1445 хв^-1 ;

І_Н = 11,5 А при U = 380 B; І_П / І_Н = 7;

cos _Н = 0.85;  = 85.5 %;

Розрахунковий струм лінії:

І_Р =  * Р_Н / (3) * U_Н * * cos _Н = 1,3 * 5500 / (3) * 380 * 0,855 * 0,85 = 14,95 А.

де  - коефіцієнт завантаження двигуна; Р_Н – номінальна потужність двигуна, Вт; U_Н - номінальна лінійна напруга живильної лінії, В;  - і cos _Н - відповідно ККД і коефіцієнт потужності двигуна.

По каталогу електрообладнання до установки вибираємо нереверсивний магнітний пускач ПМЛ – 221002 з умови I_HM_П = 25А > I_P = 14.95 A. Захист двигуна від перевантажень забезпечується тепловим реле РТЛ – 102104 ( межа регулювання струму неспрацювання реле 13 …19 А).

Для захисту від струмів короткого замикання в установці передбачаємо запобіжник з плавкою вставкою:

І_ВН  I_P , І_ВН  І_max / ,

де  - коефіцієнт теплової інертності запобіжника (для умов нормального пуску при t  10 с  = 2,5)

С 11,5 * (3) * 7 / 2,5 = 55,77 А;

Згідно каталогу електрообладнання в установці приймаємо запобіжник типу ПР – 2 ( номінальний струм запобіжника І_Нпр = 100 А) з плавкою вставкою (І_ВН = 60 А).

Межу регулювання установок КЗ вибирають з умови: І_ср  1,2 І_max = 1.2 * 11.5 * (3) * 7 = 167.32 A. Згідно розрахунку струм роз’єднання беремо І_Нр = 250 А (250 > 167.32).

Для підключення двигуна приймаємо алюмінієвий провід з гумовою ізоляцією в обгортці просоченою лавсаном марки АПРТО.

Переріз трьохжильного алюмінієвого провода при прокладці в трубі повинен бути 10 мм², І_доп = 38 А > І_р = 14.95 A.

Відповідність вибраного перерізу провода і засобу захисту перевіряємо з умови: І_доп  К_з * І_з ;

де К_з – захисний коефіцієнт (для запобіжника К_з = 0,33); І_з – струм захисного апарату (для запобіжника І_з = І_ВН);

І_доп  К_з * І_ВН = 0.33 * 60 = 19.8 A;

Так як умова К_з * І_ВН = 19.8 A < І_доп = 38 А виконується, то вибраний переріз відповідає засобу захисту.

Замість запобіжника в установці може бути прийнятий автоматичний повітряний вимикач. Номінальний струм роз’єднання І_Нр = 40 А.

При установці автомата використовуємо три одножильні алюмінієві проводи, переріз при прокладці в трубі 25 мм².

І_доп  К_з * І_ср (80 > 0.22 * 250 = 55 A).

Вибрані перерізи проводів перевіряємо на відносну втрату напруги:

а) для варіанту з установкою запобіжника

 U% = 10⁵ *  * P_H * L / U ²_H * S = 10⁵ * 0.032 * 5.5 * 30 / 220² * 10 = 1.09;

де  - питомий опір провода (алюмінієвого 0,032 Ом * мм²/м);

P_H – розрахункова активна потужність двигуна, кВт;

L – довжина лінії, м;

U_H – номінальна лінійна напруга хвильової лінії, В;

S – переріз вибраного проводу, мм².

В нашому випадку падіння напруги менше ніж 5%, що відповідає вимогам ПУЕ.

б) для варіанту з установкою автомата:

 U% = 10⁵ *  * P_H * L / U ²_H * S = 10⁵ * 0.032 * 5.5 * 30 / 220² * 25 = 0,436% < 5%;

Вибрані для установки провода задовольняють вимоги по механічній міцності, отже провода були підібрані правильно.

13. Література

Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. – К.: Вища школа, 1993 – 556 с.
Кіркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проэктирование деталей машин. – Харьков: Основа, 1991 – 276 с.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1985 – 416 с.
Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкции редукторов – К.: Вища школа, 1990 – 152 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. – М.: Машиностроение, 1978 – 559 с.
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.
Методичні вказівки до виконання та захисту курсового проекту з дисципліни “Деталі машин та ОК” - Кудрявцев Г.П.та ін. - К.: КТІХП, 1993 – 47с.

1. Реферат на тему Роль селена в организме
2. Реферат на тему Различные примеры социальной сферы инноваций
3. Реферат Обеспечение исполнения обязательств 3
4. Курсовая на тему Межличностные отношения и общение
5. Реферат Государство в политической системе общества 5
6. Контрольная работа на тему Визвольна війна українського народу 1648 1654 р
7. Реферат Государственная дума РФ правовой статус и структура
8. Реферат Анализ и аудит бизнес-образования
9. Реферат Логические элементы на дополняющих МДП-транзисторах Особенности логических элементов реализуемых
10. Реферат История тренажёра