[ Технічне завдання на проект ] | 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 =2.8T:
[]Hmax1 =2.8*520 = 1456 МПа;
[]Hmax2 =2.8*450 = 1260 МПа.
Допустимі напруження згину:
F limb = 18 HRC:
F limb1 = 18*25 = 450 МПа;
F limb2 = 18*23 = 414 МПа;
[]F1 = 450/1,75 = 257.14 МПа;
[]F2 = 414/1,75 = 236.57 МПа.
Визначення максимально-допустимих напружень згину []max
[]Fmax = 27.4 HRC:
[]Fmax1 = 27.4*25 = 685 МПа;
[]Fmax2 = 27.4*23 = 630.2 МПа;
Всі розрахунки зводимо в таблицю 6.2:
| []H1, МПа | []Hp, МПа | []Hmax, МПа | []F, МПа | []Fmax, МПа | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Шестерня | 518,18 | 450 | 1456
6.2 Проектний розрахунок косозубої циліндричної передачі Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2): awmin = Ка(u + 1) 3(T *Кн)/ba *u []2Hp: де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ; ba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця; bd = 0.5ba (u + 1) = 0.5*0.4(3.02+ 1) = 0.8; За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від bd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кн = 1.08 aw = 430(3.02+1) 3(402.792*1,08)/0,4*3.02*481,822 = 200,1 мм. По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 200 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо = 15о . Число зубців шестерні z1 = 20, z2 = z1 u = 20*3.02 = 60.4 z2 = 61, тоді u = 61/20 = 3.05 За формулою (23.33; №2) визначаємо : Mn = 2 aw cos/ (z1 + z2) = 2*200*cos15/(20 + 61) = 4.77 мм. Стандартний модуль зубців Mn = 4.5 мм (ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців: cos = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 4.5(20 + 61)/2*200 = 0,91, тоді = 24о 18І 7ІІ 6.3 Визначаємо попередні значення деякий параметрів передач: Ділильні діаметри шестерні і колеса: d1 = Mnz1 /cos = 4.5*20/0.91 = 98.77 мм; d2 = Mnz2 /cos = 4.5*61/0.91 = 301.23 мм; Ширина зубчастих вінців : b2 = ba* aw = 0.4*200 = 80 мм; b1 = b2 +2 = 80 + 2 = 82 мм; Колова швидкість зубчастих коліс: v = 0.51d1 = 0.5n* d1/30 = 0.5*3.14*114.683 * 98.77/30 = 592.79 * 10-3 = 0.59м/с. За даними табл. 22.3 на ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nст = 9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть : zv1 = z1/cos3 = 20/0.913 = 26.54; zv2 = z2/cos3 = 61/0.913 = 80.95; Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1]. E = [ 1.88 - 3.2 (1/ z1+1/ z2)] cos = [1.88 – 3.2 (1/20 + 1/61)*0.91 = 1.52 Коефіцієнт ocьового перекриття дістаємо із формули 23.7 [1]. E = b2 sin/(*Mn) = 80*sin24о 18І 7ІІ/3.14*4.5 = 2.33. Колова сила у значенні зубчастих коліс: Ft = FHt = FFt =2T1 /d1 = 2*402.792*103 /98.77 = 8156.16 H. 6.4 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність: H = zE * zH * zM Ht (u +1)/ d1*u []HР , МПа. де zE = 1/Е2 = 1/1,52 = 0,827 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній; zH = 1,77 cos = 1.77*0.91 = 1.62; zM = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс; Колова сила: Ht = Ft / b2 * KH * KH * KHv ; KHa = 1.12; KHv = 1.01; KHb = 1.08; Htt = 8156.16*1.12*1.08*1,01/80 = 124,6 н/мм; тоді H = 0.827*1.62*2.75*124,6*(4.5 +1)/98.77*4.5 = 457,48 МПа. Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо H < []HP , 457,48 < 481,82. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за формулою 23.28[1]. []Hmax = H *T1max /TH = 457,48 * 2 = 646,97 МПа; []Hmax < []Hmax ; 646,97 < 1260 МПа; 6.5 Розрахунок зубів на втому при згині: []gym = YF * YE * Y *FL /Mn []F , мПа. де YF1 = 4,08; YF2 = 3,62 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1]; YE = 1 - коефіцієнт перекриття (ст. 303[1]); Y = 1-/140 = 1-(24.3213/140) = 0,83 - коефіцієнт нахилу зубів. Ft– розрахункова колова сила: KF = (4 + (E -1)(nст –5))/4 *E = (4 + ( 1.52 – 1)(9 – 5))/4*1.52 = 1 коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами. KF = 1.15 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс (рис.23.8 [1]). KFv =1.1 - коефіцієнт динаміки навантаження за таблицею 23.4 [1]. Ft = 8156.16*1*1.15*1.1/80 = 128.97 н/мм; F1 = 4.08*1*0.83*128.97/4.5= 97.05 МПа < 257,14 МПа; F2 = 3.62*1*0.83*128.97/4.5 = 86.11 < 236,57 МПа. Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням за формулою 23.31 [1]. Fmax = F (T1max /T1F ) []Fmax []Fmax1 = 97.05*2 = 194.1 < 685 МПа. []Fmax1 = 86.11*2 = 172.22 < 630,2 МПа. 6.6 Розрахунок параметрів зубчатої передачі (ст 311[1]). ha – висота головки зубця; hf = 1.25 Mn = 1.25*4.5 = 5.625 – висота ніжки; h = 2.25 Mn = 2.25*4.5 = 10.125 – висота зубця; с = 0.25 Mn = 0.25*4.5 = 1.125 – радіальний зазор; n = 200 кут профілю зубів. Розміри вінців зубчастих коліс: d1 = 98.77; d2 = 301.23 – ділильні діаметри; dа1 = d1 + 2Mn = 98.77 + 2*4.5 = 107.77 мм; dа2 = d2 + 2Mn = 301.23 + 2*4.5 = 310.23 мм; df1 = d1 – 2.5Mn = 98.77 - 2*4.5 = 87.52 мм; df2 = d2 – 2.5Mn = 301.23 - 2*4.5= 289.98 мм; Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі : Ft = 8156.16 H; Fr = Ft tg n /cos = 8156.16 tg 20/0.91 = 3257.72 H; Fa = Ft tg = 8156.16 tg 24.3213 = 3686.3 H. 7. Розрахунок валів 7.1 Складання компоновочного креслення. Визначення орієнтовних значень діаметрів валів за формулою: d = 3T/0.2[]кр, мм; де []кр = 35 МПа – приблизне значення допустимого напруження кручення; d1 = 3T/0.2[]кр = 334327/0.2*35 = 16.9 мм – приймаю d1 = 20 мм; d2 = 3131149/0.2*35 = 26.5 мм – приймаю d2 = 30 мм; d3 = 3402792/0.2*35 = 38,6 мм – приймаю d2 = 40 мм; d4 = 31198466/0.2*35 = 55,5 мм – приймаю d2 = 60 мм; Виходячи з компоновочного креслення знаходимо відстані між точками прикладання зусиль на валах. Для виготовлення валів приймаємо сталь 45, термообробка – нормалізація. []32II = 125 МПа – допустимі напруження згину при другому роді навантаження; []32III = 95 МПа – при третьому роді навантаження; []крI = 115 МПа – допустиме напруження кручення; = []32III /[]32II = 95/125 = 0,76 – коефіцієнт впливу напружень кручення на зведений момент при наявності згинального моменту; 7.2 Розрахунок вхідного вала. Вал І. а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині: MAx = o; RBx = Ft*b/(b + c) = 1716*50/(50 + 50) = 858 H; RAx = RBx = 858 H; b) Згинальні моменти: MCx = MAx = o; MDx = RBx *c = 858 *0.05 = 42.9 H*м; c) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині: MAy = o; RBy = Fr1b – Fa1* (d1 /2)/(b + c) = (657*50 – 564*20)/(50 + 50) = 216 H; MBy = o; RAy = Fr1c – Fa1* (d1 /2)/(b + c) = (657*50 + 564*20)/(50 + 50) = 441 H; d) Згинальні моменти: MDn y = - RBy * c = -216*0.05 = -11 Н*м; MDл y = MDn y - Fa1* (d1 /2) = -11 – 564*0,02 = 22 Н*м; Епюра сумарних згинальних моментів : M nD = 42,92 + 112 = 44 Н*м; M лD = 42,92 + 222 = 48 Н*м; Епюра крутних моментів : на вал від точки С до точки D діє крутний момент Т = 34,3 Н*м; Епюра приведених моментів : Мпр = M2 + (Т)2 ; Mпр nD = 44 Н*м; Mпр лD = 482 + (0,76*34,3)2 = 54,6 Н*м; МпрС = МпрА = Т = 34,3 Н*м; Знаходимо діаметри вала : dc = dA = 3T/0.2[]кр = 334.3*103 /0.2*115 = 11 мм – приймаю dc = 22 мм; dA = 25 мм. dD = 3 MпрD /0.1[]32III =354.6*103 /0.1*95 = 17.9 мм – приймаю d = 28 мм; dB = 344*103 /0.1*95 = 16.6 мм – приймаю d = 25 мм; 7.3 Розрахунок проміжного вала. Вал ІІ. а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині: MВx = o; RАx = Ft2*b – Ft3*с /(b + а) = 1716*50 – 3035*50/(50 + 50) = - 659 H; MАx = o; RВx = Ft2*а + Ft3*(a + b + с)/(b + а) = 1716*50 + 3035*(50 +50 + 50) /(50 +50) = 5410 H; b) Згинальні моменти: M32Вx = - Ft3*с = 3035*0,05 = -152 Н*м; M32Сx = - Ft3*(b +с) + RВx *b = 3035*(0,05+ 0.05) + 5410*0.05 = -33 Н*м; с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині: MAy = o; RBy = Fr3 (a +b +c) – Fa3* (dm3 /2) – Fr2*a - Fa2* (d2 /2)/(a + b) = 1053(50 + 50 + 50) – 331*43 – 657*50 – 564* 80/ (50 + 50) = 657 H; MBy = o; RAy = Fr3 *c – Fa3* (dm3 /2) + Fr2*b - Fa2* (dm2 /2)/(a + b) = 1053*50 – 331*43 + 657*50 – 654* 80/ (50 + 50) = 189 H; б) Згинальні моменти: M32Dy = - Fa3*dm3 /2 = 331*0.043= -14 Н*м; M32Вy = Fr3*с - M32Dy = 1053*0,05 - 14 = 38 Н*м; M32 nCy = - RBy* b + Fr3 (b +c) - M32Dy = - 657*0.05 + 1053*(0.05 + 0.05) - 14 = 58 Н*м; M32 лCy = M32 nCy - Fa2* (dm2 /2) = 58 - 564*0.08 = 13 Н*м; Епюра сумарних моментів: MD = M32Dy =14 Н*м; MB = 1522 + 382 = 156 Н*м; M nC = 332 + 582 = 67 Н*м; M лD = 332 + 132 = 35 Н*м; Епюра крутних моментів : На вал від точки С до точки D діє крутний момент Т = 131.1Н*м Епюра приведених моментів : Mпр D = 142 + (0,76*131.1)2 = 100,6 Н*м; МпрB = 1562 + (0,76*131.1)2 = 185 Н*м; Мпр n C = 672 + (0,76*131.1)2 = 120 Н*м; Mпр лC = 35 Н*м; Знаходимо діаметри вала : dD = 3100600/0.1*95 = 21.9 мм – приймаю dD = 24 мм; dB = 3185000/0.1*95 = 24.9 мм – приймаю d = 25 мм; d n C = 3120000/0.1*95 = 23.2 мм – приймаю d = 30 мм; dл C = 335000/0.1*95 = 15.4 мм – приймаю d = 25 мм; 7.4 Розрахунок проміжного вала. Вал ІІI. а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині: RAx = (Ft4 (b + c) + Ft5 c)/(a + b + c) = 3035.8*(75 + 75) + 8156*75 / (60 + 75 + 75) = 5081.3 H; RBx = (Ft5 (a + b) + Ft4 a)/(a + b + c) = 8156*(60 + 75) + 3035.8*60 / (60 + 75 + 75) = 6110.5 H; b) Згинальні моменти : M32Dx = - RB *c = - 6110.5*0.075 = - 458.3 H*м; M32Cx = Ft5 *b - RBx *(b +c) = 8156 * 0.075 - 6110.5*(0.075 +0.075) = - 304.8 H*м; с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині: RBy = Fa4 * (dm4 /2) + Fa5* (d5 /2) + Fr5* (a +b) - Fr4 *a/(a + b + c) = 1053*136 + 3686.3*49 + 3257.7*(60 + 75) - 331.8*60 / (60 + 75 + 75) = 3541.5 H; RAy = Fa4 * (dm4 /2) + Fa5* (d5 /2) + Fr4* (b +c) - Fr5 *c/(a + b + c) =1053*136 + 3686.3*49 + 331.8*(75 + 75) - 3257.7*75 / (60 + 75 + 75) = 615.6 H; Згинальні моменти: M32Dn y = - RBy * c = 3541.5 * 0.075= -265.6 Н*м; M32Dл y = - RBy * c + Fa5* (d5 /2) =3541.5 * 0.075 + 3686.3*0.049 = -84.9 Н*м; M32nc = Fr5 *b- RBy * (b +c) + Fa5* (d5 /2) =3257.7 * 0.075 - 3541.5*(0.075 + 0.075) + 3686.3*0.049 = - 106.2; M32лc = M32nc + Fa4* (dm4 /2) = -106.2 + 1053*0.136 = 37 Н*м; Епюра сумарних згинаючих моментів : M nD = 458,32 + 256.62 = 529.7 Н*м; M лD = 458,32 + 84.92 = 466 Н*м; M nC = 304.82 + 106.22 = 322.7 Н*м; M лC = 304.82 + 372 = 307 Н*м; Епюра крутних моментів : на вал від точки С до точки D діє крутний момент Т = 402.7 Н*м; Епюра приведених моментів : Mпр nD = M nD = 529.7 Н*м; Mпр лD = 4662 + (0,76*402.7)2 = 557 Н*м; МпрnС = 322.72 + (0,76*402.7)2 = 444.7 Н*м; Mпр лC = M лC = 307 Н*м; Знаходимо діаметри вала : dB = dA = d лС = 3307000/ 0.1*95 = 31.8 мм – приймаю d = 35 мм; d nС = 3444700 / 0.1*95 = 36 мм – приймаю d = 36 мм; d лD = 3 557000 / 0.1*95 = 38.8 мм – приймаю d = 40 мм; d nD = 3529.7*103 /0.1*95 = 38.2 мм; 7.5 Розрахунок вихідного вала. Вал ІV. а) Знаходимо реакції опор в вертикальній площині: RAx = Ft6 *b /(a + b) = 8156*30 / (135 + 80) = 3034.8 H; RBx = Ft6 *a/(a + b) = 8156* 135 / (135 + 80)= 5121.2 H; b) Епюри згинальних моментів : M32Dx = - RBx *b = 5121.2 * 0.08 = 409.7 H*м; с) Знаходимо реакції опор в горизонтальній площині: RBy = Fr6 * a - Fa6* (d6 /2) /(a + b) = 3257.7*135- 3686.3 * 150 / (135 + 80) = - 526.3 H; RAy = Fr6 * b + Fa6* (d6 /2) /(a + b) = 3257.7*80 + 3686.3 * 150 / (135 + 80) = 3784 H; Згинальні моменти: M32Dn y = - RBy * b = 526.3 * 0.08 = 42.1Н*м; M32Dл y = 42.1 - Fa6 (d6/2) =42.1 - 3686.3*0.15 = -510.8 H*м; Епюра сумарних моментів : M nD = 409.72 + 42.12 = 411.8 Н*м; M лD = 409.72 + 510.82 = 654.8 Н*м; Епюра крутних моментів : на вал від точки С до точки D діє крутний момент Т = 1198.46 Н*м; Епюра приведених моментів : Мпр = M2 + (Т)2 ; Mпр nD = M nD = 411.8 Н*м; Mпр лD = 654.82 + (0,76*1198.46)2 = 1121.7 Н*м; МпрA = MпрC = 1198.46 Н*м; Розраховую діаметри вала : dc = dA = 3Tс/0.2[]кр = 31198600 / 0.2*115 = 37 мм – приймаю dc = 40 мм ; dA = 50 мм; dD = 3 MпрD /0.1[]32III =31121.7*103 /0.1*95 = 49 мм – приймаю d = 55 мм; d nD = 3411.8*103 /0.1*95 = 35 мм– приймаю d = 50 мм; 7.6 Розрахунок тихохідного вала на витривалість: Матеріал валу - сталь 45, нормалізована за такими характеристиками: b = 610 Мпа – тимчасовий опір розриву; -1 = 270 Мпа – границя витривалості при симетричному циклі напружень згину; -1 = 150 Мпа - границя витривалості при симетричному циклі напружень кручення; = 0,1; = 0,05 – коефіцієнти чутливості матеріалу до асимерії циклу напружень відповідно при згині і крученні; Сумарні згинальні моменти в небезпечних перерізах: М31 І-І = 654.8 103 Н м; М31 ІІ-ІІ = 0; М31 ІІІ-ІІІ = 0; Т = 1198,6 * 103 Н мм; [n] = 1.8; 7.6.1. Концентрація напружень в перерізі І – І зумовлена шпоночним пазом і посадкою ступиці на вал. 1) К = 1,76 К = 1,56 - маштабні коефіцієнти для сталі 45 при даному діаметрі – табл. 5.12 (ст.184 [2]);Е = 0,79; Е = 0,69 - коефіцієнти стану – табл. 5.16 [2]; Ra = 2.5мкм;Кп = Кп = 1,23 - табл. 5.14 [2]; КD = (К + Кп- 1)/ Е = (1.76 + 1.23 – 1)/ 0.79 = 2.52; КD = (К + Кп- 1)/ Е = (1.56 + 1.23 – 1)/ 0.69 = 2.59
КD = 2,55 – беремо КD = 2,55; КD = 2,59; КD = 2,04; Запас міцності на нормальних напруженнях: n = ( - 1)/ (КD*a + m ) = 270/2.55*45.13 Мпа; a = = М31 І / W0 = 654.8 *103 /14510 = 45.13 Мпа; W0 = 14510 – табл. 5.9 при d = 55 мм. Запас міцності для нормальних напружень: = T/ Wp = 1198.6 *103 /30800 = 38.92 мПа; Wp = 30800. Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення: a = m = /2 = 38.92/2 = 19.46 мПа; n = ( - 1)/ (К D*a + m ) = 150/ 2.59*19.46 + 0.05*19.46 = 2.92 Мпа. Загальний запас міцності в перерізі І – І: n = n * n / n2 + n2 = 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
db = 50 мм; КD = 2.57; КD = 2.08 - табл. 5.15 [2]. 2) n = (- 1)/ (КD*a + D m ) = 270/2.57*0 = 0 Мпа; = T/ Wp = 1198.6 *103 /23050 = 52 мПа; a = m = /2 = 52/2 = 26 мПа; n = ( - 1)/ (К D*a + m ) = 150/ 2.08*26 + 0.05*26 = 2.71 Мпа; n = n = 2.71 > [n] =1.8. 7.6.3 Запас міцності в перерізі ІІІ – ІІІ. Концентрація напружень в цьому перерізі зумовлена гальтельним переходом від діаметра db = 50 мм db = 40 мм; r = 2.5 мм. h/r = 5/2.5 = 2; r/db = 2.5/40 = 0.06; К = 1.67; К = 1.46; Е = 0,8; Е = 0,7; Кп = Кп = 1,23 - табл. 5.14 [2]; КD = (К + Кп- 1)/ Е = (1.67 + 1.23 – 1)/ 0.8= 2.38; КD = (К + Кп- 1)/ Е = (1.46 + 1.23 – 1)/ 0.7 = 2.41; a = 0; n = 0; = T/ Wp = T/ db23 *0.2 = 1198.6 *103 /0.2 * 403 = 93.64 мПа; a = m = /2 = 93,64/2 = 46,82 мПа; n = ( - 1)/ (К D*a + m ) = 150/ 1.46*46.82 + 0.05*46.82 = 2.12 Мпа; n = n =2.12 > [n] = 1.8, що є допустимим. 8.Розрахунок підшипників. 8.1 Підбір підшипників для вхідного вала. Вал І. Дано : n = 1455 об/хв – швидкість обертання вала; dn = 25 мм – діаметр посадочного місця підшипника. Радіальні навантаження на підшипники: Fr2 = RAx2 + RAy2 = 8582 + 4412 = 964.6 H; Fr1 = RBx2 + RBy2 = 8582 + 2162 = 884.7 H; FA = 564 H – осьова сила; Ln = tекв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)
S1 = 0.83 * e * Fr1 = 0.83 * 0.36 * 884.7 = 264.3 H; S2 = 0.83 * 0.36 * 964.6 = 288.2 H; Так як S2 > S1 та FA > S2 - S1 , то FA1 = S1 = 264.3 H; FA2 = FA1 + FA = 264.3 + 564 = 828.3 H. 3) Знаходимо відношення: FA1 / V Fr1 = 264.3/ 1 * 884.7 = 0.298 < e = 0.36 – тоді Х = 1; Y = 0; FA2 / V Fr2 = 828.3 / 1 * 964.6 = 0.85 > e = 0.36 – тоді Х = 0.4; Y = 1.66.
PE1 = (VX Fr1 + Y FA1) Кб Kt = 884.7 * 1 * 1.2 = 1061.6 H; PE2 = ( 1 * 0.4 * 964.6 + 1.66 * 828.3) * 1.2 * 1 = 2112.9 H. Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність: Сп = PE2 РLn n * 60 / 106 = 2112.9 3.3317423 * 1455 * 60 / 106 = 19.075 H < Сr = 29600H – підшипник придатний до використання. Базова довговічність : L10 = (Сr / PE2 )3.33 = (29600 / 2112.9 )3.33 = 6569.8 млн.об. L10n =106 * L10 / 60 * n = 106 * 6569.8 / 60 * 1455 = 75255 годин > Ln = 17423 – заміна підшипника протягом строку експлуатації не потрібна. 8.2 Підбір підшипників для проміжного вала. Вал ІІ. Дано : n = 361,25 об/хв – швидкість обертання вала. dn = 25 мм – діаметр посадочного місця підшипника. Радіальні навантаження на підшипники: Fr1 = RAy+ 2RAx2 = 1892 + 6592 = 685,5 H; Fr2 = RBy2 + RBx2 = 6572 + 54102 = 5449.7 H; FA = FA1 - FA2 = 564 – 331 = 233 H – осьові навантаження. Ln = tекв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)
S1 = 0.83 * e * Fr1 = 0.83 * 0.36 * 685,5 = 204,8 H; S2 = 0.83 * 0.36 * 5449,7 = 1628,3 H; Так як S2 > S1 та FA < S2 - S1 , то FA1 = FA2 - FA = 1628.3 – 233 = 1395.3H; FA2 = S2 = 1628.3 H; 3) Знаходимо відношення: FA1 / V Fr1 = 13.95.3/ 1 * 685.5 = 2.03 > e = 0.36 – тому приймаємо Х = 0,4; Y = 1,66; FA2 / V Fr2 = 1628.3 / 1 * 5449,7 = 0.298 < e = 0.36 – тоді Х = 1; Y = 0.
PE1 = (VX Fr1 + Y FA1) Кб Kt = (1 * 0.4 * 685.5 + 1.66 * 1395.3) * 1.2 = 3108.4 H; PE2 = 1 * 5449.7 * 1.2 = 6539.6 H. Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність: Сп = PE2 РLn n * 60 / 106 = 6539.6 3.3317423 * 361.25* 60 / 106 = 38855. Базова довговічність : L10 = (Сr / PE2 )3.33 = (29600 / 6539.6 )3.33 = 152.6 млн.об.; L10n =106 * L10 / 60 * n = 106 * 152.6 / 60 * 361.25 = 7041.3 годин < Ln = 17423 – заміна підшипника потрібна через половину строку експлуатації. 8.3 Підбір підшипників для проміжного вала. Вал ІІІ. Дано : n = 114,68 об/хв – швидкість обертання вала. dn = 35 мм – діаметр посадочного місця підшипника. Радіальні навантаження на підшипники: Fr1 = RAx2 + RAy2 = 5081,32 + 615,62 = 5118,4 H; Fr2 = RBx2 + RBy2 = 6110,52 + 3541,52 = 7062,6H; FA = FA1 - FA2 = 304,8 – 3257,7 = 2952,9 H. Ln = tекв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)
S1 = 0.83 * e * Fr1 = 0.83 * 0.32 * 5118,4 = 1359,4 H; S2 = 0.83 * 0.32 * 7062.6 = 1875,8 H; Так як S2 > S1 та FA > S2 - S1 , то FA1 = S1 = 1359,4 H; FA2 = FA1 + FA = 1359,4 + 2952,9 = 4312,3 H. 3) Знаходимо відношення: FA1 / V Fr1 = 1359,4/ 1 * 5118,4 = 0.26 < e = 0.32 – тоді Х = 1; Y = 0; FA2 / V Fr2 = 4312,3 / 1 * 7062,6 = 0,61 > e = 0.32 – тоді Х = 0.4; Y = 1.88. 4)Еквівалентне динамічне навантаження при Кб = 1,2 – коефіцієнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефіцієнт. PE1 = (VX Fr1 + Y FA1) Кб Kt = 5118,4 * 1 * 1.2 = 6142 H; PE2 = ( 1 * 0.4 * 7062.6 + 1.88 * 4312.3) * 1.2 * 1 = 13118,5 H. Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність: Сп = PE2 РLn n * 60 / 106 = 13118,5 3.3317423 *114,68 * 60 / 106 = 45225. Базова довговічність підшипника: L10 = (Сr / PE2 )3.33 = (48100/ 13118,5 )3.33 = 75,68 млн.об.; L10n =106 * L10 / 60 * n = 106 * 75,68 / 60 * 114,68 = 10998 годин < Ln = 17423 –підшипник придатний до використання без заміни. 8.4 Підбір підшипників для вихідного вала. Вал ІV. Дано: n = 37.97 об/хв – швидкість обертання вала. dn = 50 мм – діаметр посадочного місця підшипника. Радіальні навантаження на підшипники: Fr2 = RAx2 + RAy2 = 3034.82 + 37842 = 4850.6 H; Fr1 = RBx2 + RBy2 = 5121.22 + 526.32 = 5148.1H; FA = 3686.3 H – осьова сила. Ln = tекв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)
S1 = 0.83 * e * Fr1 = 0.83 * 0.31 * 5148,1 = 1324,6 H; S2 = 0.83 * 0.31 * 4850.6 = 1248 H; Так як S2 < S1 та FA > 0, то FA1 = S1 = 1324.6 H; FA2 = FA1 + FA = 1324.6 + 3686.3 = 5010.9 H; 3) Знаходимо відношення: FA1 / V Fr1 = 1324.6/ 1 * 5148,1 = 0.25 < e = 0.31 – тоді Х = 1; Y = 0; FA2 / V Fr2 = 5010.9 / 1 * 4850.6 = 1.03 > e = 0.31 – тоді Х = 0.4; Y = 1.94. 4)Еквівалентне динамічне навантаження при Кб = 1,2 – коефіцієнт безпеки; Kt = 1 – температурний коефіцієнт. PE1 = (VX Fr1 + Y FA1) Кб Kt = 5148,1 * 1 * 1.2 = 6177.7 H; PE2 = ( 1 * 0.4 * 4850.6 + 1.94 * 5010.9) * 1.2 * 1 = 13993.6 H. Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність: Сп = PE2 РLn n * 60 / 106 = 13993.6 3.331742.3 *37.97 * 60 / 106 = 21170 H < Cr = 96.6 кН – підшипник придатний до використання. 9. Розрахунок шпоночних з’єднань. Розміри шпонок в поперечному перерізі встановлюють за стандартом в залежності від діаметра вала і вимог щодо роботоспроможності конструкцій, а їхню довжину визначають конструктивно в залежності від довжини маточини. Прийняті розміри шпоночних з’єднань перевіряють розрахунком на зріз і зминання: 3м = 4Т / d * ep * h []3м , мПа. де Т – крутний момент на валу Н * мм. d – діаметр вала, мм; ep – розрахункова довжина шпонки, мм. []3м = 140 180, мПа – допустиме напруження зминання матеріалу шпонки Ст.6; 3р = 2Т / d * ep * b []3р , мПа; де b – ширина шпонки, мм. []3р = 80 мПа – допустиме напруження на зріз; 9.1 Розрахунок шпоночного з’єднання валу І: Дано: Т = 35.556 Н * м ; d = 32 мм; b * h = 8 * 7 мм; ep = 32 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм 3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 35556 / 32 * 32 * 7 = 19.84 мПа < []3м = 160 мПа 3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 35556/ 32 * 32 * 8 = 8.68 мПа < []3р = 80 мПа; e = ep + b = 32 + 8 = 40 мм; b * h * e = 8 * 7 * 40 мм. 9.2 Розрахунок шпоночного з’єднання валу ІІ: Дано: Т = 34,327 Н * м ; d = 22 мм; b * h = 8 * 7 мм; ep = 32 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм; 3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 34327 / 22 * 32 * 7 = 27.86 мПа < []3м = 160 мПа; 3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 34327 / 22 * 32 * 8 = 12.19 мПа < []3р = 80 мПа; e = ep + b = 32 + 8 = 40 мм; b * h * e = 8 * 7 * 40; 9.3 Розрахунок шпоночного з’єднання валу ІІІ: 1) Дано: Т = 131.1 Н * м ; d = 30 мм; b * h = 8 * 7 мм; ep = 20 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм; 3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 131.1 * 103 / 30 * 20 * 7 = 124.86 мПа < []3м = 160 мПа; 3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 131.1 * 103 / 30 * 20 * 8 = 54.63 мПа < []3р = 80 мПа; e = ep + b = 20 + 8 = 28 мм; b * h * e = 8 * 7 * 28; 2)Дано: Т = 131.1 Н * м ; d = 24 мм; b * h = 8 * 7 мм; ep = 24 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм; 3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 131.1 * 103 / 24 * 24 * 7 = 130.06 мПа < []3м = 160 мПа; 3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 131.1 * 103 / 24 * 24 * 8 = 56.9 мПа < []3р = 80 мПа; e = ep + b = 24 + 8 = 32 мм; b * h * e = 8 * 7 * 32. 9.4 Розрахунок шпоночного з’єднання валу ІV: 1)Дано: Т = 402.7 Н * м ; d = 36 мм; b * h = 10 * 8 мм; ep = 32 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3.3 мм; 3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 402.7 * 103 / 36 * 32 * 8 = 174.78 мПа < []3м = 180 мПа; 3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 402.7 * 103 / 36 * 32 * 10 = 69.91 мПа < []3р = 80 мПа; e = ep + b = 32 + 10 = 42 мм; b * h * e = 10 * 8 * 42 мм. 2) Дано: Т = 402.7 Н * м ; d = 40 мм; b * h = 12 * 8 мм; ep = 58 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3.6 мм; 3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 402.7 * 103 / 40 * 58 * 8 = 86.81 мПа < []3м = 160 мПа; 3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 402.7 * 103 / 40 * 58 * 12 = 28.94 мПа < []3р = 80 мПа; e = ep + b = 58 + 12 = 70 мм; b * h * e = 12 * 8 * 70 мм. 9.5 Розрахунок шпоночного з’єднання валу V: 1) Дано: Т = 1198.5 Н * м ; d = 55 мм; b * h = 16 * 10 мм; ep = 52 мм; t1 = 6 мм; t2 = 4.3 мм; 3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 1198.5 * 103 / 55 * 52 * 10 = 167.62 мПа < []3м = 180 мПа; 3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 1198.5 * 103 / 55 * 52 * 16 = 53.38 мПа < []3р = 80 мПа. e = ep + b = 52 + 16 = 68 мм; b * h * e = 16 * 10 * 68 мм. 2)Дано: Т = 1198.466 Н * м ; d = 40 мм; b * h = 12 * 8 мм; ep = 118 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3.6 мм; 3м = 4Т / d * ep * h = 4 * 1198.466 * 103 / 40 * 118 * 8 = 126.96 мПа < []3м = 160 мПа; 3р = 2Т / d * ep * b = 2 * 1198.466 * 103 / 40 * 118 * 12 = 42.32 мПа < []3р 80 мПа; e = ep + b = 11 + 12 = 23 мм; b * h * e = 12 * 8 * 130 мм. 10. Вибір муфтиСтандартні муфти для приводу підбирають за крутним моментом з урахуванням діаметра валу. Підбираємо муфту пружну втулково – пальцеву (МУВП) за ГОСТом 21424 – 75 ( рис. 11). Вона відрізняється простотою конструкції та зручністю монтажу і демонтажу. Муфта пом’якшує удари та вібрації, компеснує невеликі похибки монтажу і деформації валів. Допустиме радіальне зміщення валів не більше за 0,4, кутове зміщення – не більше за 10 00І. Матеріал полумуфт – чавун С420, матеріал пальців – сталь 45. Пружні елементи виготовляють з резини з b 8 МПа. Навантажувальна здатність муфти обмежена стійкістю гумових елементів, тому перевірочний розрахунок робимо на міцність при зминанні цих елементів. Розміри муфт на рис.10.1 і в таблиці 10.1. Розміри пальців на рис. 10.2 і в таблиці 10.2. Для першої муфти приймаємо кількість пальців z = 4. Площа зминання гумових елементів S = d * l5 * z = 10 * 15 * 4 = 600 мм2 Колова сила, що діє на пальці: Ft = 2T/D1 = 2 * 35556 Н * мм / 71 мм = 1001,58 Н; Перевіряємо умову міцності на зминання: 3м = F3м / S3м= Ft / S = 1001.58 / 600 = 1.67 мПа < 8 мПа; Умова міцності на зминання виконується, отже залишаємо вибрану муфту. Для другої муфти приймаємо кількість пальців z = 6. Площа зминання гумових елементів S = d * l5 * z = 20 * 44 * 6 = 5280 мм2; Колова сила, що діє на пальці: Ft = 2T/D2 = 2 * 1198466 Н * мм / 186 мм = 12886,73 Н; Перевіряємо умову міцності на зминання: 3м = F3м / S3м= Ft / S = 12886,73 / 5280 = 2,44 мПа < 8 мПа; Умова міцності на зминання виконується, отже залишаємо вибрану муфту. 11. Вибір мастила для зачеплень і підшипників: Для зменшення витрат потужності на тертя і зниження інтенсивності зносу поверхонь, що труться, також для запобігання заїданню, задирам та корозії, кращого відведення теплоти поверхні деталей, що труться повинні мати надійне змащування. Для змащення зубчастих передач застосовуємо картерну систему. В корпус редуктора заливаємо мастило так, щоб вінці коліс були в нього занурені. При їхньому обертанні масло захоплюється зубцями, розбризкується і потрапляє на внутріші стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється взвісь частинок мастила в повітрі, яка покриває поверхні розташованих в середині корпусу деталей.Глибина занурення циліндричного колеса тихохідної передачі складає (0,5 … 5) * m. Так як у нас є конічна передача, то глибину занурення приймаємо 30 ... 50 мм. Різниця між верхнім і нижнім рівнем повинна складати не менше ніж 10 мм, що в межах допустимого. Бажана в’язкість мастила за таблицею (11.1 №3) складає 50 * 10-6 м2 /с. За таблицею (11.2 №3) обераємо мастило И – 50А з кінематичною в’язкістю 47 … 55 м2 /с, що рекомендується для циліндрично – конічних передач з температурою 50 0С. Vм = 0,4л * 1кВт = 0,4 * 5,38 = 2,152 2,2 л. Змащування підшипниківНа 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 РН = 5,5 кВт; nН = 1445 хв-1 ; Mn / MН = 2,0; Mmax / MН = 2.2 = . Знаходимо номінальний, і критичний (максимальний) моменти двигуна: MН = 9550 РН / nН = 9550 * 5,5/ 1445 = 36,35 Н * м; Mmax = Mкр = MН =2,2 * 36,35 = 79,97 Н * м; Знаходимо номінальне, і критичне ковзання двигуна: SН = (nO - nН ) / nO = (1500 – 1445) / 1500 = 0.037; Sкр = SН ( + 2 – 1) = 0,037(2,2 + 2,22 – 1) = 0,154. Знаходимо критичну частоту обертання ротора двигуна, при якій він розвиває критичний момент: nкр = nO ( 1 - Sкр) = 1500 (1 – 0.154) = 1269 хв-1 ; Для побудови механічної характеристики двигуна в діапазоні частоти обертання 0 … nO задаються частотою обертання ротора nХ і розраховують відповідні значення ковзання SХ = (nO – nХ)/ nO. Потім по рівнянню Класса розраховують обертовий момент двигуна при відповідних значеннях n і S: M = 2 Mкр / (S/ Sкр + Sкр./S) Результати розрахунків n, S і М заносимо в таблицю 12.1. Таблиця 12.1
Також будуємо іншу характеристику, яка представляє собою залежність: n = (MC) MC = 1 + 2 (nX / nO)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: = Муст / МН = 47,2 / 36,35 = 1,3; 12.1 Розрахунок і вибір лінії живлення, апаратури управління і захисту електродвигуна. Дано: електродвигун типу 4А 112М4У3 РН = 5,5 кВт; nН = 1445 хв-1 ; ІН = 11,5 А при U = 380 B; ІП / ІН = 7; cos Н = 0.85; = 85.5 %; Розрахунковий струм лінії: ІР = * РН / (3) * U Н * * cos Н = 1,3 * 5500 / (3) * 380 * 0,855 * 0,85 = 14,95 А. де - коефіцієнт завантаження двигуна; РН – 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 IHMП = 25А > IP = 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: ІВН IP , ІВН Іmax / , 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 ІНпр = 100 А) з плавкою вставкою (ІВН = 60 А). Межу регулювання установок КЗ вибирають з умови: Іср 1,2 Іmax = 1.2 * 11.5 * (3) * 7 = 167.32 A. Згідно розрахунку струм роз’єднання беремо ІНр = 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, Ідоп = 38 А > Ір = 14.95 A. Відповідність вибраного перерізу провода і засобу захисту перевіряємо з умови: Ідоп Кз * Із ; де Кз – захисний коефіцієнт (для запобіжника Кз = 0,33); Із – струм захисного апарату (для запобіжника Із = ІВН); Ідоп Кз * ІВН = 0.33 * 60 = 19.8 A; Так як умова Кз * ІВН = 19.8 A < Ідоп = 38 А виконується, то вибраний переріз відповідає засобу захисту. Замість запобіжника в установці може бути прийнятий автоматичний повітряний вимикач. Номінальний струм роз’єднання ІНр = 40 А. При установці автомата використовуємо три одножильні алюмінієві проводи, переріз при прокладці в трубі 25 мм2. Ідоп Кз * Іср (80 > 0.22 * 250 = 55 A). Вибрані перерізи проводів перевіряємо на відносну втрату напруги: а) для варіанту з установкою запобіжника U% = 105 * * PH * L / U 2H * S = 105 * 0.032 * 5.5 * 30 / 2202 * 10 = 1.09; де - питомий опір провода (алюмінієвого 0,032 Ом * мм2/м); PH – розрахункова активна потужність двигуна, кВт; L – довжина лінії, м; UH – 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 * * PH * L / U 2H * 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
|