Визначаємо допустимі контактні напруження

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:

h = П ⁿ _{i = 1} * h_i;

де h_м = 0,99– ККД муфти;

h_пп = 0,995 – ККД однієї пари підшипників;

h_цп = 0,98 – ККД зубчатої циліндричної передачі;

h_кп = 0,96 – ККД конічної передачі.

h = h²_м * h⁴_пп * h²_цп * h_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 /h = 4,77 / 0,886 = 5,38, кВт.

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

Таблиця 3.1

 

Потуж ність, кВт	Синхронна частота обертання, об/хв	частота обертання, об/хв	Тпуск / Тном	Тmax / Тном	ККД, %	Cos j
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 * h_м * h_пп *h_цп = 5,38 * 0,99 * 0,,995 * 0,98 = 5,194 кВт;

N₃ = N₂ * h_пп *h_кп = 5,194 * 0,995 * 0,,96 = 4,961 кВт;

N₄ = N₃ * h_пп *h_цп = 4,961 * 0,995 * 0,98 = 4,837 кВт;

N₅ = N₄ * h_пп *h_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_S = 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_S* S_{і = 1}^к (Т_і / Т)³ * N_i = t_S* [(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_S* S_{і = 1}^к (Т_і / Т)⁶ * N_i= 41907,84 * (0,027 + 0,25 + 0,034 + 0,005) = 13236 год.

 

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	sb, МПа	st, МПа
Шестерня	40Х	4543-71	Покращ.	60 … 100	230-260	750	520
Колесо	Сталь45	1050-74	Покращ.	£ 100	192-240	750	450

 

Визначаємо допустимі контактні напруження

[s]_H = s_H limb * K_HL *Z_R Z_V /S_H, Мпа

 де s_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 = ^MнÖN_цно / N_цне = ⁶Ö17,07*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 n £ 5 м/с;

Якщо N_цне >N_цно то K_HL =1.

 

4.3 Визначення розрахункових контактних напружень [s]_HР

Для шестерні вибираємо НВ = 250, HRC = 25;

Для колеса приймаємо НВ = 240, HRC = 24;

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

   s_H limb₂ = 20HRC+70 = 20*24+70 = 550 мПа;

       [s]_H1 = 570/1,1 = 518.18 мПа;

       [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 =2.8s_T

[s]_Hmax1 =2.8*520 = 1456, мПа;

[s]_Hmax2 =2.8*450 = 1260, мПа;

 

4.4 Визначення допустимих напружень на згин:

[s]_F = s_F limb*Y_R * Y_S *K_FL *К_FC /S_F, мПа;

де s_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;

          s_F limb = 18 HRC,

  s_F limb₁ = 18*25 = 450, мПа;

  s_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 = ^MFÖN_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_S S^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*10⁶ циклів;

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

K_FС = 1 – на витривалість при згині.

   [s]_F1 = 450/1,75 * 1*1*1*1 = 257,14 МПа;

[s]_F2 = 432/1,75* 1*1*1*1 = 246,86 МПа;

Визначення максимально-допустимих напружень згину [s]_max

[s]_max = 27.4 HRC – для зубців, які підвержені нормалізації або поліпшенню:

[s]_max1 = 27.4*25 = 685 МПа;

[s]_max2 = 27.4*24 = 657 МПа;

Всі розрахунки зводимо до таблиці 4.2:

Таблиця 4.2

	[s]H, МПа	[s]Hp, МПа	[s]Hmax, МПа	[s]F, МПа	[s]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) ³Ö(T₂ - К_нb)/Yba *u [s]²_Hp,

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

Yba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

Ybd = 0.5Yba (u + 1) = 0.5*0.4(4+ 1) = 1.

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від Ybd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. К_нb = 1.17

a_w = 430(4+1) ³Ö(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 cosb/ (z₁ + z₂) = 2*100*cos15/(19+76) = 2.03 Мпа;

Стандартний модуль зубців Mn = 2(ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців: cosb = Mn(z₁ + z₂)/ 2 a_w = 2(19+76)/2*100 = 0,95, тоді b = 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 = Yba* a_w = 0.4*100 = 40 мм;

b₁ = b₂ +2 = 40 + 2 = 42 мм.

Колова швидкість зубчастих коліс.

v = 0.5w₁d₁ = 0.5pn* 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 b = 19/0.95³ = 22.16;

z_v2 = z₂/cos³ b = 76/0.95³ = 88.64.

Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].

E_a = [ 1.88 - 3.2 (1/ z₁+1/ z₂)] cosb = [1.88 – 3.2 (1/19 + 1/76)*0.95 = 1.59;

Коефіцієнт ocевого перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].

E_b = b₂ sinb/(p*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:

s_H = z_E * z_H * z_M Öw_Ht (u +1)/ d₁*u£ [s]_HР

де z_E = Ö1/Е₂ = Ö1/1,59 = 0,79 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

z_H = 1,77 cosb = 1.77*0.95 = 1.68;

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

Колова сила

w_Ht = F_t / b₂ * K_Ha * K_Hb * K_Hv;

де K_Ha = 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: w_Ht = 1716.35*1.13*1.17*1.05/40 = 59.62 н/мм;

s_H = 0.79*1.68*2.75*Ö59.62*(4 +1)/40*4 = 498.18 МПа;

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо s_H < [s]_HP , 498.18 < 500.

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

[s]_Hmax = s_H *ÖT_1max /T_H = 498.18 *Ö 2T₁ / T₁ = 704.53 МПа;

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

4.8 Розрахунок зубів на втому при згині:

[s]_gym = Y_F * Y_E * Y_b *w_FL /Mn £[s]_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_b = 1-b/140 = 1-18/140 = 0,87 -  коефіцієнт нахилу зубів.

w_Ft– розрахункова колова сила.

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

K_Fb = 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].

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

s_F1 = 4.08*1*0.87*62.3/2 = 110.57 МПа < 267.43 МПа;

s_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].

s_Fmax = s_F  (T_1max /T_1F)£ [s]_Fmax

[s]_Fmax1 = 110.57*(2T₁ /T) = 221.14 < 712.4 МПа;

[s]_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;

a_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 a_n /cos b = 1716.35 tg 20/0.95 = 657.58 H;

F_a = F_t tgb = 1716.35 tg 18 = 564.14 H.