Розрахунок шевронного редуктора

Задача № 1

РОЗРОБКА КІНЕМАТИЧНОЇ СХЕМИ МАШИННОГО АГРЕГАТУ

Мета: 1 Вивчити та накреслити схему машинного агрегату.

2. Проаналізувати призначення та конструкцію елементів приводного пристрою; вибрати місце встановлення машинного агрегату.

3. Визначити ресурс приводного пристрою.

1.1 Креслення кінематичної схеми (додається).

1.2 Умови експлуатації машинного агрегату. Встановлено циліндричний шевронний редуктор у складальному цеху 33. Робота в 2 зміни, навантаження мало змінне, режим роботи реверсивний, тривалість зміни 8 годин.

1.3 Визначення ресурсу приводного пристрою.

1.3.1 Визначення ресурсу привода, L_h, год., по формулі:

L_h = 365 · L_r · K_r · t_c · L_c · K_c; [1.1]

де: L_r - термін експлуатації привода, років, L_r = 5 років;

K_r - коефіцієнт річного використання

K_r = кількість днів роботи за рік/365 ; [1.2]

K_r = 260/365 = 0,71232876.

де: t_c - тривалість зміни , t_c = 8 год.;

L_c - число змін L_c = 2;

K_c - коефіцієнт змінного використання;

K_c = кількість годин роботи в зміну/t_c

Визначення ресурсу привода:

L_h = 365 · 5 · 0,71232876 · 8 · 3 · 0,937 = 29200год

1.3.2 Часу простою машинного агрегату пирймається 15% ресурсу

L_h = 29200 · 0.85 = 24840год

Робочий ресурс приводу прийнято :

L_h = 25 · 10 ³ год

1.3 Таблична відповідь до задачі 1 таблиця 1.2.

Таблиця 1.2 Експлуатаційні характеристики машинного агрегату

Місце встановлення	Lr	Lc	tc	Lh год.	Характер навантаження	Режим роботи
Складальний цех	5	3	8	25 · 10 3	З малим навантаженням	Реверсивний

Задача № 2

ВИБІР ДВИГУНА. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Мета: 1 Визначити номінальну потужність та номінальна частоту обертання двигуна.

2. Визначити передаточне число привода та його ступень.

3. Розрахувати силові та кінематичні параметри привода.

2.1 Визначення номінальної потужності та номінальної частоти обертання двигуна.

2.1.1 Визначення потрібної потужності елеватора:

Р_РМ = 1,8 кВт (вихідні данні);

n_РМ = 95 об/хв.

2.1.2 Визначення ККД привода:

з = з_зп·з_вп·з_м·з_пк², [2.1]

де: з_зп - ККД закритої передачі, з_зп = 0,96;

з_вп - ККД відкритої передачі, з_вп = 0,97;

з_м - ККД муфти, з_м = 0,98;

з_пк - ККД підшипників, з_пк = 0,98; (табл.. 2.2 [1])

з = 0,96·0,97·0,98·0,98 = 0,88.

2.1.3 Знаходження потрібної потужність двигуна Р_дв, кВт:

P_дв = P_рм / з [2.2]

де: Р_РМ - потужність робочої машини ; (2.1.1.)

з - загальний КKД привода; (2.1.2.)

P_дв = 1,8/0,88 = 2.045 кВт

2.1.4 Підбір двигуна проводиться по таблиці К9 [1] таким чином підібрано двигун серії 4А з номінальною потужністю 2,2 кВт.

2.1.5 Визначення частоти обертання барабана, n_рм, об/хв:

n_рм = n₂

n_рм = 95 об/хв.

2.2 Визначення передаточного числа приводу та його ступеней.

2.2.1 Знаходження передаточного числа привода для кожного варіанту U:

U = n_ном / n_рм = n_ном/80[2.3]

U₁ = n_ном /95 = 700/95 = 7,37;

U₂ = n_ном /95 = 950/95 = 10;

U₃ = n_ном /95 = 1425/95 = 15;

U₄ = n_ном /95 = 2850/95 = 30;

де: n_ном - відношення номінальної частоти обертання;

n_рм - частота обертання приводного вала робочої машини;

Табл. 2.1 Характеристики двигунів

Вар №	Тип двигуна	PНОМ кВт	Частота обертання, об/хв
			Синхронна	При номінальному режимі
1	4АМ112MA8Y3	2.2	750	700
2	4АМ100L6Y3	2.2	1000	950
3	4AM90LAY3	2.2	1500	1425
4	4AM80B2Y3	2.2	3000	2850

2.1.7 Виконується розбивка передаточного числа привода U, приймаючи для всіх варіантів передаточне число редуктора постійним. U_зп - передаточне число замкнутої передачі U_ЗП = 3,55:

U_вп = U/ U_ЗП = U/3,55;[2.4]

U_{вп 1} = 7,37/3,55 = 2;

U_{вп 2} = 10/3,55 = 2,8;

U_{вп 3} = 15/3,55 =4,22;

U_{вп 4} = 30/3,55 = 8,5;

2.1.8 При аналізі отриманих значень передаточних чисел, зроблено висновок:

З розглянутих 4-х варіантів , найкращий другий : U = 10, n_ном = 950 об/хв. Тому, що передаточне число пасової передачі можна зменшити за рахунок допустимого відхилення швидкості робочої машини. Цю умову задовольняє другий варіант двигуна, де Р = 2,2кВ.

Табл. 2.2 Передаточні числа ступеней

Передаточне число	Варіант
	1	2	3	4
Привод, U	7,37	10	15	30
Пасова, Uвп	2	2,8	4,22	8,4
Циліндрична, U зп	3,55	3,55	3,55	3,55

Таким чином, обрано двигун: 4AM100L6Y3(Р_ном = 2.2 кВт, n_ном = 950 об/хв), передаточне число:

- привода U = 10;

- редуктора U_зп = 3.55;

- пасової передачі U_вп = 2.8;

2.3 Розрахунок силових та кінематичних параметрів привода

Послідовність з'єднання елементів привода по схемі

ДВ > ВП > ЗП > М > РМ

Потужність Р, кВт.

Р_дв = 2,2 кВт

Ш Р₁ = Р_ДВ · з_ВП · з_ПК = 2,2 · 0.97 · 0.98 = 2,1кВт

Р₂ = Р₁ · з_ЗП · з_ПК = 2,1· 0.96 · 0.98 = 2кВт

РМ Р₃ = Р₂ · з_ВП · з_ПК = 2· 0.98 · 0.98 = 1,9кВт

Таблиця 2.3 Кінематичні параметри приводу

Вал	Частота обертання n, об/хв	Кутова швидкість щ, 1/c
Дв	nНОМ = 950	щНОМ = р·nНОМ/30=950/30=99,4837
Ш	nш = nНОМ/UВП = 950/2.8 = 320	щш = щНОМ /Uвп = 99,4837/2,8 = 35,5
Т	nТ = nш/Uзп = 320/3,55 = 95,5	щТ = щш/UЗП = 33,5/3,55 = 10
Рм	nРМ = nТ = 95,5	щРМ = щТ = 10

Обертаючий момент T, H · м

T_ДВ = P_дв·10³/щ_НОМ = 2,2·10³ /99,5 = 22,1Нм

Ш Т_ш = Т_дв · U_вп · з_ОП · з_ПК = 22,1·2,8·0,97·0,98 = 58,8Нм

Т Т_Т = Т_Б · U_ЗП · з_ЗП · з_ПК = 58,8·3,55·0,96·0,98 = 196,5Нм

Рм Т_РМ = Т₂ · з_М · з_ПК = 196,5·0,98·0,98 = 188,5Нм

2.4 Таблична відповідь до задачі 2.4

Таблиця 2.4 Силові та кінематичні параметри приводу

Тип двигуна 4AM100L6Y3 PНОМ = 2,2 кВт, nНОМ = 950 об/хв.
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	Закр	Відкр		двигун	редуктор	Привід робочої машини
					швидкох	тихохідн
Передаточне число U	3,55	2,8	Розрахунков потужність P, кВт	2,2	2,1	2,0	1,9
			Кутова швидкість щ,1/c	99,5	35,5	10	10
ККД з	0,96	0,97	Частота обертання n, об/хв	950	339	95,5	95,5
			Обертаючий момент Т, H · м	22,1	58,8	196,5	188,5

Задача № 3

ВИБІР МАТЕРІАЛУ ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ. ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСТИМИХ НАПРУЖЕНЬ

Мета: 1 Вибрати твердість, термообробку матеріали зубчастих закритих передач.

2 Визначити допустимі контактні напруження.

3 Визначити допустимі напруження на згин.

3.1 Зубчаті передачі

3.1.1 Твердість, термообробку та матеріали коліс вибираються з використанням даних з таблиці 3.1. [1] і враховуючи, що у нас привід малої потужності приймаємо для шестерні і колеса сталь 45 з різними видами термообробки та твердостями.

а) матеріал для зубчатої пари коліс сталь 40ХН, однаковою для шестерні і колеса, але з різними твердостями, так як твердість зубців шестерні повинна бути більша за твердість зубців колеса;

б) термообробка поліпшення для зубців шестерні і колеса;

в) з інтервалу вибрано твердість зубців шестерні та колеса 300…250 HB;

г) з таблиці 3.2. [1] визначення механічних характеристик сталей:

для шестерні та колеса :

у_B = 920 Н/мм², у_T = 750 Н/мм², у_-1 = 420 Н/мм²;

д) вибір межових значень розмірів заготівки

шестерні D_ПРЕД = 200 мм

та колеса S_ПРЕД = 200 мм (табл.. 3.2. [1]).

ж) визначаємо середню твердість зубів шестерні та колеса

НВ_1СР = (269+302)/2 = 285,5

НВ_2СР = (235+262)/2 = 248,5

3.2 Визначення допустимих контактних напружень для зубів шестерні та колеса: [у]_{H 1}, [у]_{H 2}, Н/мм².

3.2.1 Визначення коефіцієнту довговічності для зубців шестерні К_HL1 та колеса К_HL2 :

[3.1]

[3.2]

де: N - число циклів [2], N₂ = 573· щ₂ · L_h ;

L_h - ресурс привода;

N₂ = 573·10·25·10³ = 143250000циклів;

N₁ = 573·35,5·25·10³ = 508537500 циклів.

N_{Н0 1}, N_{Н0 2} - число циклів зміни напружень, (табл.. 3.3 [1])

так як N > N_Н0, то K_HL = 1.

3.2.2 По таблиці 3.1. [2] визначається допустиме контактне напруження шестерні [у]_{Н0 1} та колеса [у]_{Н0 2}:

[у]_Н0 = 1.8НВ_ср + 67;[3.3]

[у]_{Н0 1} = 1,8·285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²;

[у]_{Н0 2} = 1.8·248,5+ 67 = 514,3 Н/мм².

3.2.3 Визначення допустимих контактних напружень для зубців шестерні [у]_Н1 і колеса [у]_{Н 2}:

[у]_Н = K_HL· [у]_Н0; [3.4]

де:К_{HL 1}- коефіцієнт довговічності для зубців шестерні; (3.2.1 )

[у]_Н01- допустиме контактне напруження шестерні; (табл. 3.1. [2])

[у]_Н1 = 1·580,9 = 580,9 Н/мм²;

[у]_Н2 = K_HL2· [у]_Н02;

де: K_{HL 2}- коефіцієнт довговічності для зубців колеса;

[у]_{Н0 2}- допустиме контактне напруження колеса;

[у]_{Н 2} = 1 · 514,3 = 514,3 Н/мм²;

Розрахунок ведеться по меншому [у]_{Н 2} = 514,3 Н/мм².

3.3 Визначення допустимих напружень згину [у]_F; Н/мм².

3.3.1 Коефіцієнт довговічності для зубців шестерні K_FL1 та колеса K_FL2:

[3.5]

N₁ =143250000циклів;

N₂ =508537500 циклів;

N_F0 = 4·106 - число циклів зміни напружень для усіх сталей [3];

так як N > N_F0, то K_FL = 1.

3.3.2 Визначення допустимих напружень згину для зубців шестерні [у]_F01 та колеса [у]_{F0 2}.

[у]_F01 = 1.03·НВ_СР;

[у]_F01 = 1.03·285,5 = 294,065Н/мм;

[у]_F01 = 1.03·248,5 = 255,955 Н/мм.

3.3.3 Визначення допустимих напружень згину для зубців шестерні [у]_F1 та колеса [у]_F2.

[у]_F = K_FL· [у]_F0; [3.6]

де: K_FL1 - коефіцієнт довговічності для зубців шестерні K_FL1= 1; (3.3.1)

[у]_F01 - допустиме напруження згину для зубців шестерні;

[у]_F1 = 294,07 · 1 = 294,065 Н/мм²

[у]_F2 = K_FL2· [у]_F02;

де:K_{FL 2}- коефіцієнт довговічності для зубців колеса K_{FL 2} = 1; (3.3.1)

[у]_{F0 2}- допустиме напруження згину для зубців колеса;

[у]_F2 = 255,96 · 1=255,955 Н/мм².

Розрахунок ведеться по меншому [у]_F2 = 255,955 Н/мм².

3.4 Відповідь до задачі 3

Таблиця. 3.1 Механічні характеристики матеріалів зубчатої передачі

Елемент передачі	Марка сталі	DПРЕД	термообробка	НВ пр	[у]в	[у]-1	[у]H	[у]F
		SПРЕД		НВ СР	H/мм2
шестерня	40ХН	200	П	300	920	420	581	375
				285,5
колесо	40ХН	200	П	250	800	380	514	192
				248,5

Задача № 4

РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРІВ

Мета: 1.Виконати проектний розрахунок редукторної пари.

2. Виконати перевірочний розрахунок редукторної пари.

4.1 Проектний розрахунок циліндричної передачі.

4.1.1 Знаходження міжосьової відстані a_w, мм:

[4.1]

де: k_n - допоміжний коефіцієнт, k_n = 1;

- коефіцієнт ширини вінця, = b₂/a_w =0,26, (табл.. 8.9 [4]);

u - передаточне число редуктора, u = 3,55;

Т₂ - обертальний момент на тихохідному валу, Т₂ = 196,5Н·м;

[у]_H - допустиме контактне напруження, [у]_H = 514.3 Н/мм², (табл. 2.2 задача №2);

Отримане значення округлити до стандартного a_W = 120 мм,

4.1.2 Визначення модулю зачеплення m, мм:

[4.2]

де: К_m - допоміжний коефіцієнт, К_m = 5,8;

d₂ - ділильний діаметр колеса, мм

b₂ - ширина вінця колеса, мм:

[у]_F - допустиме напруження згину, Н/мм²,

[у]_F = 192 Н/мм²;

Стандартний модуль m = 2,5мм.

4.1.2 Визначення мінімального кута нахилу зубців

Так як кут нахилу зубців менше стандартного то для його збільшення рекомендовано збільшити модуль на 30% таким чином m=3мм.

4.1.3 Визначення сумарного числа зубців шестерні та колеса

[4.3]

4.1.4 Уточнення дійсного кута нахилу зубців

4.1.5 Визначення числа зубців шестерні, z₁:

[4.4]

де: - сумарне число зубців шестерні і колеса;

u - передаточне число редуктора, u = 3,55;

4.1.7 Визначення числа зубців колеса, z₂

[4.5]

4.1.8 Визначення фактичного передаточного числа U_ф та порівняння його з заданим u;

[4.6]

де: z₁- число зубців шестерні; (4.1.4)

z₂- число зубців колеса; (4.1.5)



Визначення відхилення та порівняння його з U:

, що допускається

4.1.9 Визначення фактичної міжосьової відстані:

[4.7]

де: z₁- число зубців шестерні; (4.1.4) z₁ = 17

z₂- число зубців колеса; (4.1.5) z₂ = 58

m - модуль зачеплення; (4.1.2) m = 3мм

4.1.10 Визначення фактичних основних геометричних параметрів передачі, таб.4.1

Таблиця 4.1 Геометричні параметри колеса та шестерні

Параметр	Шестерня	Колесо
Діаметр	ділильний
	Верш.
	Впад.
	Ширина вінця

4.2 Перевірочний розрахунок циліндричної косозубої передачі.

4.2.1 Перевірка міжосьової відстані:

[4.9]

де:d₁ -ділильний діаметр шестерні; (див.таб.4.1)

d₂ - ділильний діаметр колеса; (див.таб.4.1)

4.2.2 Перевірка придатності заготовок колес (див. 3.1.1; табл. 3.2 [1]).

- умова придатності заготовок колес:

D_заг ? D_пред;[4.10]

S_заг ? S_пред.[4.11]

- діаметр заготовки шестерні :

d_а1 - діаметр вершин зубців шестерні; (див.таб.4.1)

;

- товщина диска заготівки колеса закритої передачі:

;

b₂ - ширина венця колеса; (див.таб.4.1)

;

4.2.3 Перевірка контактної напруги [у]_H, Н/мм²:

, [4.12]

де:К - допоміжний коефіцієнт, К= 376;

- окружна сила в зачеплені, Н;

- коефіцієнт враховуючий розподіл навантаження між зубцями, (номограма 4.2 );

- коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, - для зубців що прироблюються;

- коефіцієнт динамічного навантаження, (див.табл.4.3 ).

- розрахунок перевантаження контактної напруги

[4.13]

4.2.4 Перевірка напруги згину зубців шестерні та колеса , Н/мм²:

; [4.14]

де: - коефіцієнт враховуючий розподіл навантаження між

зубцями,

- коефіцієнт нерівномірності навантаження по, довжині зуба

- для зубців що прироблюються;

- коефіцієнт динамічного навантаження, ;

та - коефіцієнти форми зуба колеса. Визначаються по табл. 4.4 [1] інтерполіруванням в залежності від еквівалентного числа зубців шестерні,

- визначення еквівалентного числа зубців

[4.15]

Y_F1 = 4,025 та Y_F2 = 3,61.

- коефіцієнт враховуючий нахил зубців

[у]_F1 та [у]_F2 - допустиме напруження згину шестерні та колеса , (див. п.3.4 табл. 3.1);



4.2.5 Таблична відповідь до задачі 4 (табл. 4.2, 4.3)

Таблиця 4.2 параметри зубчатої циліндричної передачі

Проектний розрахунок
Параметр	Значення	Параметр	Значення
Міжосьова відстань aW	120мм	Кут нахилу зуба	21,36414
Модуль зачеплення m	3мм	Діаметр ділильного кола шестерні d1 колеса d2	54,4 мм 185,6 мм
Число зубів: шестерні z1 колеса z2	17 58	Діаметр окружності вершин: шестерні da1 колеса da2	60,4 мм 191,6 мм
Вид зубів	шевронні	Діаметр окружності впадин: шестерні df1 колеса df2	47,2 мм 178,4мм

Таблиця 4.3 Перевірочний розрахунок

Перевірочний розрахунок
Параметр	Допустимі значення	Розрахункові значення	Примітка
Контактні напруги, Н/мм2	514,3	517	+0,53%
Напруга згину, Н/мм2	уF1	375	90,3
	уF2	192	81

Задача № 5

РОЗРАХУНОК ВІДКРИТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Мета: 1 Виконати проектний розрахунок відкритої передачі.

2. Виконати перевірочний розрахунок відкритої передачі.

5.1 Проектний розрахунок відкритої передачі.

5.1.1 Вибрано клиновий пас з нормальним перерізом А по номограмі (див. рис. 5.3).

5.1.2 Визначено мінімально допустимий діаметр ведучого шківа d_1min, мм, по табл. 5.4 в залежності від обертального моменту на валу двигуна Т_ДВ, Н · м (див. табл. 2.5). та обраного перерізу паса. Прийнято d_1min = 90 мм.

5.1.3 Задаючись розрахунковим діаметром ведучого шківа d₁ =125мм. (див. табл. К40).

5.1.4 Визначення діаметру відомого шківа d₂, мм:

; [5.1]

де: u - передаточне число пасової передачі (див. табл. 2.5);

е - коефіцієнт ковзання, е = 0.02;

Отримане значення округлюється до найближчого стандартного по (табл. К40[1]):

d₂ = 355 мм.

5.1.5 Визначення фактичного передаточного числа u_Ф:

; [5.2]

- перевірка відхилення Дu від заданого u

що допускається

5.1.6 Визначення приблизної міжосьової відстані а, мм:

; [5.4]

де: h - висота перерізу клинового пасу (див. табл. К31[1]),

h = 8 мм.

5.1.7 Визначення розрахункової довжини паса l, мм:

; [5.5]

Значення l округляється до найближчого стандартного значення по (табл. К31[1] ), звідси l = 1400 мм.

5.1.8 Уточнення значення міжосьової відстані по стандартній довжині

[5.6]

При монтажі передачі потрібно забезпечити:

- можливість зменшення міжосьової відстані на 0.01l=3.01мм, для того щоб полегшити надягання пасу на шків,

- можливість збільшення натягу пасів за рахунок збільшення міжосьової відстані на величину 0.025l = 7,53мм.

5.1.9 Визначення кута охоплення пасом ведучого шківу б₁, град.:

; [5.7]

5.1.10 Визначення швидкості пасу V , м/с:

[5.8]

де: d₁- діаметр ведучого шківа, мм (див. п. 3),

n₁ - частота обертання, об/хв. (див. табл. 2.5)

[V] - допустима швидкість, м/с, [V] = 25 м/с.

5.1.11 Визначення частоти пробігу пасу U, с^-1:

; [5.9]

де:[U] - допустима частота пробігу пасу, [U] = 30 с^-1.

;

5.1.12 Визначення допустимої потужності, що передається одним клиновим пасом [P_n], кВт.

; [5.10]

де: [P₀] - допустима приведена потужність, що передається одним клиновим пасом, кВт (див табл. 5.5[1]). [P₀] = 1.45кВт;

с - поправочні коефіцієнти (див. табл. 5.2[1]),

5.1.13 Визначення кількості клинових пасів:

; [5.11]

де:P_НОМ - номінальна потужність двигуна, кВт (див. табл. 2.5)

[P_n] - допустима потужність, що передається пасами, кВт (див. п. 12).

5.1.14 Визначення сили попереднього натягу F₀ , Н:

; [5.12]

5.1.15 Визначення колової сили, що передається комплектом клинових пасів, Н:

; [5.13]

5.1.16 Визначаю силу натягу ведучої F₁ та відомої F₂ віток, Н:

; [5.14]

; [5.15]

5.1.17 Визначення сили тиску пасів на вал F_ОП, Н:

; [5.16]

5.2 Перевірочний розрахунок відкритої передачі

5.2.1 Перевірка міцності одного клинового пасу по максимальним напругам в перерізі ведучої гілки , Н/мм²:

; [5.17]

де: а) - напруги розтягу, Н/мм²;

; [5.18]

де: A - площа перерізу ременю А=81мм (див. табл. К31.[1])

.

б) - напруги згину, Н/мм²;

; [5.19]

де: - модуль повздовжньої пружності при згині пасу, .

h - висота перерізу клинового пасу, h=8мм(див. табл. К31[1]).

в) - напруги, що виникають від відцентрових сил, Н/мм².

; [5.20]

де: с - густина матеріалу паса, кг/м³; с =1400 кг/м³

V, м/с див. п. 10.

г) [у]_P - допустима напруга розтягу, Н/мм²; [у]_P = 10 Н/мм².

.

5.2.18 Таблична відповідь до задачі 5 (табл. 5.1)

Таблиця 5.1 Параметри клинопасової передачі

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Тип пасу	Клиновий пас нормального перерізу А	Число пробігів пасу, U	4,44
Переріз пасу - А	81 мм2	Діаметр ведучого шківа, d1	125 мм
Кількість пасів, z	4 шт.	Діаметр ведомого шківа, d2	355 мм
Міжосьова відстань, a	301,043мм	Максимальна напруга, уMAX	7,51Н/мм2
Довжина пасу, l	1400 мм	Сила попереднього натягу, F0	145,66 Н
Кут охоплення малого шківа, б	1360.5	Сила тиску пасу на вал, FОП	1083Н

Задача №6

НАВАНТАЖЕННЯ ВАЛІВ РЕДУКТОРІВ

Мета: 1. Визначити силу в зачеплені редукторної передачі.

2. Визначити консольні сили.

3. Побудувати силову схему навантаження валів.

6.1 Визначення сили в зачеплені закритої передачі.

6.1.1 Визначення колової сили:

[6.1]

де: Т₂ - обертальний момент на тихохідному валу

Т₂ = 196,5Н/мм²

d₂ - ділільний діаметр колеса, мм d₂ = 185,6 мм

6.1.2 Визначення радіальної сили

[6.2]

6.2 Визначення консольних сил:

6.2.1 Визначення сил опор в пасовій передачі, F_0П, Н:

6.2.2 Визначення сил на муфті:

[6.3]

6.3 Таблична відповідь до задачі 6 (див. табл. 6.1, 6.2, 6.3)

Таблиця 6.1 Сили в зачепленні закритої передачі

Вид передачі	Сили в зачепленні	Значення сили, Н
		На шестерні	На колесі
Шевронна	Колова, Ft	2118	2118
	Радіальна, FR	822	822

Таблиця 6.2 Сили в відкритій передачі

Вид відкритої передачі	Розміщення	Значення сили, Н
Клинопасова	На швидкохідному валуF	1083

Таблиця 6.3 Сили на муфті

Муфта	Розміщення	Значення сили, Н
	На тихохідному валу F	1752

Задача № 7

ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ. ЕСКІЗНА КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА

Мета: 1 Вибрати матеріал валів.

2. Вибрати допустиме напруження на кручення.

3. Виконати проектний розрахунок валів на чисте кручення.

4. Вибрати попередньо тип підшипника.

5. Розробити креслення загального виду редуктора.

7.1 Вибір матеріалу валів

В редукторі, що проектується, використовується термічно оброблена сталь 40Х.

7.2 Вибір допустимих напружень на кручення.

Вибрано допустимі напруження на кручення:

а) на швидкохідному валу - [ф]_К= 15 Н/мм²;

б) на тихохідному валу - [ф]_К = 20 Н/мм².

7.3 Визначення геометричних параметрів ступенів валів.

7.3.1 Вал-шестерня:

а) Під елемент відкритої передачі

[7.1]

б) Під ущільнення кришки з отворами та підшипник

;

де: t - значення висоти буртика, t = 2,5мм

в) Під шестерню

де: r - радіус галтелі, r = 2,5мм

l₃ - визначається графічно на ескізній компоновці;

г) Під підшипник

;

де: В - ширина шарикопідшипників В = 17 мм, с-розмір фаски с=1,5мм

7.3.2 Вал колеса:

а) Під елемент муфти визначення за формулою [7.1]

;

б) Під ущільнення кришки з отворами та підшипник

в) Під колесо

l₃ - визначається графічно на ескізній компоновці;

г) Під підшипник

де: В - ширина шарикопідшипників, В = 19 мм, с = 2мм.

7.4 Попередній вибір радіальних однорядних підшипників.

Вибрано найбільш раціональний тип підшипника для даних з умов роботи редуктора. Він залежить від таких факторів: потужності, що передається, редуктора, типу передачі, співвідношення сил в зачеплені, частоти обертання внутрішнього кільця підшипника, строку служби, який вимагається, вартості, яка нас задовольняє, схеми установки.

7.4.1 Tабличнa відповідь до задачі таблиця 7.1

Таблиця 7.1 Матеріал валів. Розмір ступенів. Підшипники

Вал сталь 40Х =900 Н/мм2 =650 Н/мм2 =380 Н/мм2	Розміри ступенів, мм	Підшипники
	d1	d2	d3	d4	Типорозмір	d x D x b, мм	cR кН	C0R кН
	l1	l2	l3	l4
швидкохідний	30	35	42	35	207	35x72x17	25,5	13,7
	45	52	80	18,5
тихохідний	38	45	55	45	209	45x85x19	33.2	18.6
	48	56	80	21

Задача №9

ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

Мета: 1. Визначити еквівалентне динамічне навантаження підшипників.

2. Перевірити підшипники по динамічній вантажопідйомності.

3. Визначити розрахункову довговічність підшипників.

8.1 Перевірка придатності підшипників 207 швидкісного валу циліндричного одноступеневого шевронного редуктора, працюючого помірними поштовхами. Частота обертання кільця підшипника n = 339 об/хв. Реакції в підшипниках R₁ = 824 H, R₂ = 1858 H. Характеристика підшипників: = 25,5 кH, C_0R = 13,7 кH, V = 1 ; к_Б = 1,7. Потрібна довговічність підшипника L_h = 25000 годин. Підшипники встановлені по схемі в розпір.

8.1.1 По співвідношенню:

; [8.1]

визначення еквівалентного динамічного навантаження підшипника:

8.1.2 Визначення динамічної вантажопідйомності:

[8.2]

де: - еквівалентне динамічне навантаження, Н (див. 9.1).

L_h - ресурс приводу

n - частота обертання внутрішнього кільця підшипника,

n=339об/хв.

а₂₃ - коефіцієнт, який враховує вплив якості підшипника та якість

його експлуатації; а₂₃ = 0,7 - для шарикових підшипників;

а₁ - коефіцієнт надійності; а₁ = 1

8.1.3 Визначення довговічності підшипника:

; [8.3]

де: - базова вантажопідйомність підшипника (див. 9.1).

8.2 Перевірка придатності підшипників 209 тихохідного валу циліндричного одноступеневого прямозубого редуктора, працюючого помірними поштовхами.

Частота обертання кільця підшипника n = 95,5об/хв. Реакції в підшипниках R₁ = 2937 H, R₂ = 2575 H. Характеристика підшипників: C_R = 33,2кH, C_0R = 18,6 кH, V = 1; K_Б = 1.3; a₁ = 1; a₂₃ = 0.7 Потрібна довговічність підшипника L_h = 25000 годин. Підшипники встановлені по схемі в розпір.

8.2.1 По співвідношенню

;

визначення еквівалентного динамічного навантаження найбільш навантаженого підшипника:

8.2.2 Визначення динамічної вантажопідйомності:

;

де:- еквівалентне динамічне навантаження, Н (див. 9.1).

;

підшипник придатний.

8.2.3 Визначення довговічності підшипника:

;

де: n - частота обертання внутрішнього кільця підшипника

n = 95,9об/хв.

- базова вантажопідйомність підшипника (див. 9.2).

.

8.2.4 Таблична відповідь до задачі 8 таблиця 8.1

Таблиця 8.1 Основні розміри та експлуатаційні характеристики підшипників

Вал	Підшипники	Розміри, мм	Динамічна вантажопід.	Довговічність
	Прийнятий спочатку	Прийнятий кінцево		,	,	,	,
Ш	207	207	35x72x17	21718	25000	40465	25000
Т	209	209	45x85x19	22499	33200	34297	25000

Задача № 9

КОНСТРУКТИВНА КОМПОНОВКА ПРИВОДУ

Мета: 1 Розробити конструкцію деталей та вузлів редуктора та відкритої передачі.

2 Скомпонувати деталі та вузли редуктора і відкритої передачі та розробити креслення загального виду привода.

9.1 Розробка конструкції деталей та вузлів редуктора та відкритої передачі

9.1.1 Конструювання зубчастого колеса

Заготовка для колеса отримується ковкою.

- товщина ободу колеса:

- зовнішній діаметр ступиці:

де: - діаметр ІІІ ступені тихохідного валу

- товщина ступиці:

- довжина ступиці:



- товщина диску:

- радіус закруглення на диску R=6мм

9.1.2 Конструювання валів

Геометричні розміри ступенів валів (див. табл.7.1)

Тихохідний вал:

- перехідна ділянка між ступеню І та ІІ - галтель r = 2мм;

- перехідна ділянка між ступеню ІІ та ІІІ - галтель r = 2мм;

- перехідна ділянка між ступеню ІІІ та ІV - галтель r = 2мм;

Перша ступінь валу є конічною так як це має ряд переваг: легкість збирання та розбирання, висока точність базування, можливість створення будь якого натягу. Конусність ступені 1:10, довжина шийки вала l = 6мм

Швидкохідний вал:

- перехідна ділянка між ступеню І та ІІ - канавка r = 1мм, b = 3мм, h = 0,25мм;

- перехідна ділянка між ступеню ІІ та ІІІ - канавка r = 1мм, b = 3мм, h = 0,25мм;

- перехідна ділянка на ступені ІІІ між ступеню та колесом -галтель r = 2мм;

- перехідна ділянка між ступеню ІІІ та ІV - канавка r = 1мм, b = 3мм, h = 0,25мм;

9.1.3 Розрахунок шпоночних з'єднань:

- на першій ступені швидкохідного валу знаходиться шпонка з закругленими торцями яка має наступні геометричні параметри: b = 8мм, h = 7мм, l = 32мм;

- на першій ступені тихохідного валу знаходиться шпонка з закругленими торцями яка має наступні геометричні параметри: b = 10мм, h = 8мм, l = 32мм;

- на третій ступені тихохідного валу знаходиться шпонка з закругленими торцями яка має наступні геометричні параметри: b = 10мм, h = 8мм, l = 52мм;

9.1.4 Розрахунок геометричних параметрів підшипника

- розрахунок діаметру що проходить через тіла кочення

[9.1]

де: D - діаметр зовнішнього кільця підшипника, d - діаметр внутрішнього кільця підшипника (див. табл. К27 [1]).

- розрахунок діаметрів тіл кочення підшипників

[9.2]

- розрахунок товщини кілець підшипників

[9.2]

9.1.5 Розрахунок шківу відкритої передачі

Таблиця 9.1 Геометричні параметри шківу відкритої передачі

Елемент колеса	Розмір	Значення
Обод	Діаметр шківа конструктивний
	Ширина шківа передачі
	Товщина шківу передачі
Диск	Товщина
	Отвори	40мм
Ступиця	Діаметр внутрішній
	Діаметр зовнішній
	Довжина

де: z - число ременів (див. табл. 5.6);

t, p, f, h - стандартні розміри (див. табл. К40 [1]).

9.1.6 Вибір муфт

Для даного редуктора вибрано муфту пружню з торообразною оболонкою ГОСТ 20884-93.

9.1.7 Змащування редуктора

Для редуктора було обрано мастило І-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87. Колесо занурюється в масляну ванну на глибину h = 26мм. Для перевірки рівня масла передбачено масло вказівник круглого типу так як редуктор розміщується високо над землею. Злив масла проводиться через спеціальну пробку, яка до того ж має магнітний вловлювач для продуктів зносу. Для того, щоб при довготривалій роботі при нагріванні не підвищувавсь тиск всередині редуктора і масло не протікало через спряжені поверхні, передбачено віддушину. Підшипники на швидкохідному валу змащуються за допомогою скребка.

Задача № 10

ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ

Мета: 1. Виконати перевірочні розрахунки стандартних виробів: шпонок та стяжних гвинтів підшипникових вузлів.

2. Виконати перевірочний розрахунок валів на міцність.

10.1 Перевірочний розрахунок шпонок

Перевірці підлягають дві шпонки тихохідного валу - під колесом та муфті та одна шпонка на швидкохідному валу - шківом пасової передачі.

Умова міцності:

; [10.1]

де: F_t - колова сила на шестерні або колесі, F_t = 2118Н (див. табл. 6.1)

A_ЗМ - площа зминання, мм².

[у]_ЗМ - допустиме напруження на зминання, Н/мм², [у]_зм = 152 Н/мм².

; [10.2]

де: L₀ - робоча довжина шпонки зі округленими торцями, мм

;

де: L₀ - робоча довжина шпонки зі округленими торцями, мм

l - повна довжина шпонки, яка визначається на компоновці.

b - ширина шпонки, (див. табл. К.42 [1]);

h- висота шпонки, (див. табл. К.42 [1]);

t₁ - глибина пазу вала, (див. табл. К.42 [1]).

10.1.1 Перевірка шпонки на муфті.

b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм, l = 45 мм;

;

;

.

10.1.2 Перевірка шпонки на тихохідному валу під колесом.

b = 10 мм, h = 8 мм , t₁ = 5 мм, l = 52 мм;

;

;

.

10.1.3 Перевірка шпонки на валу під шківом пасової передачі.

b = 8 мм, h = 7 мм , t₁ = 4 мм, l = 32 мм;

;

;

.

10.1.4 Розрахунок стяжних гвинтів підшипникових вузлів.

; [10.3]

де: F_P - розрахункова сила затяжки гвинтів, Н.

;

де: K₃ - коефіцієнт затяжки, K₃ = 4;

x - коефіцієнт основного навантаження, x = 0.5

F_B - сила, яка сприймається одним стяжним гвинтом, Н.

де: - максимальна сила реакції опори в вертикальній

площині на тихохідному валу.

A - площа небезпечного перерізу гвинта, мм².

;

;

де: d₂ - зовнішній діаметр різьби, d₂ = 10 мм.

d_Р - розрахунковий діаметр гвинта, мм.

p - крок різьби, p = 1.5 мм.

101.2 Перевірочний розрахунок валів на міцність.

10.2.1 Визначається загальний коефіцієнт запасу міцності в

небезпечному перерізі:

S ? [S]; [10.4]

де: [S] - допустимий коефіцієнт запасу міцності, [S] = 2.

S - коефіцієнт запасу міцності.

; [10.5]

; [10.6]

де: M_K - обертальний момент.

M - сумарний згинаючий момент в розглядаємо му перерізі, Н м.

щ _НЕТО - осьовий момент опору перерізу вала, мм³ (див. табл..

11.1 [1]),

; [10.7]

. [10.8]

Для тихохідного валу ступені ІІ:

Для тихохідного валу ступені ІІІ:

Для швидкохідного валу ступені ІІ:

Для швидкохідного валу ступені ІІІ:

10.2.2 Визначення коефіцієнту концентрації нормальних та дотичних напруг.

; [10.9]

; [10.10]

де: К_ф , К_у - коефіцієнти концентрації напруг, = 3,5; К_ф =2,25-для швидкохідного валу ступені ІІ, К_у = 2,45; = 3,5-для тихохідного валу ступені ІІ; К_ф =1,75; К_у = 2,25- для швидкохідного валу ступені ІІІ; К_ф =2; К_у = 2,15- для тихохідного валу ступені ІІІ.

К_d - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу, К_d = 0.73-для тихохідного валу ступені ІІ та швидкохідного валу ступені ІІІ, К_d = 0.77-для швидкохідного валу ступені ІІ, К_d = 0.7-для тихохідного валу ступені ІІІ.

K_F - коефіцієнт впливу шорсткості, K_F = 1.

К_У - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення К_У = 2 (див. табл.10.2-10.5 [1]).

Для швидкохідного вала ступені ІІ:

;

.

Для швидкохідного вала ступені ІІІ:

;

Для тихохідного вала ступені ІІ:

;

.

Для тихохідного вала ступені ІІІ:

;

10.2.3 Визначення межі витривалості в розрахунковому перерізі валу, Н/мм²:

; [10.11]

; [101.12]

де:у _{- 1} та ф _{- 1} - межі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення, Н/мм², (у_-1 див. табл. 7.3);

Для швидкохідного вала ступені ІІ:

;

;

Для швидкохідного вала ступені ІІІ:

;

;

Для тихохідного вала ступені ІІ:

;

.

Для тихохідного вала ступені ІІІ:

;

;

10.2.4 Визначення коефіцієнту запасу міцності по нормальним та

дотичним напругам:

; [10.5]

; [10.6]

Для швидкохідного вала ступені ІІ:

;

;

Для швидкохідного вала ступені ІІІ:

;

;

Для тихохідного вала ступені ІІ:

;

.

Для тихохідного вала ступені ІІІ:

;

.

10.2.5 Визначення загального коефіцієнту запасу міцності в небезпечному перерізі:

[1.7]

Для швидкохідного валу ступені ІІ:

Для швидкохідного валу ступені ІІІ:

Для тихохідного валу ступені ІІ:

Для тихохідного валу ступені ІІІ:

10.2.6 Таблична відповідь до задачі 11 таблиця 11.1

Таблиця 11.1 Результати перевірочних розрахунків

Деталі	Напруження, Н/мм2
	Розрахункове	Допустиме
Шпонки	Ш	5,2	35
	Т	20	70
		26,26	70
Стяжні гвинти	49,63	60
	КЗМ
Вал	Ш	8,1	2
		85,5	2
	Т	6,6	2
		15,7	2

Задача № 11

ТЕХНІЧНИЙ РІВЕНЬ РЕДУКТОРА

Мета: 1. Визначити масу редуктора.

2. Визначити критерій технічного рівня редуктора.

11.1 Визначення маси редуктора.

[11.1]

де: ц - коефіцієнт заповнення, ц = 0.43, рис. 11.2 [1];

с = 7.4 · 10³ кг/м³ - густина чавуну;

V - умовний об'єм редуктора, визначається множенням найбільшої довжини, ширини, висоти, мм³:

[11.2]

L = 280 мм, B = 188 мм, H = 325 мм

;

.

11.2 Визначення критерію технічного рівня редуктора.

[11.3]

11.3 Таблична відповідь до задачі таблиця 11.1

Таблиця 11.1 Технічний рівень редуктора

Тип редуктора	Маса, кг	Момент, H · м	Критерій г, кг/H · м	Висновок
Циліндричний одноступеневий	54,5	196,5	0,277	Використовується для навчальних цілей