117045
Energetyka III rok
studia niestacjonarne
Podstawy konstrukcji maszyn II
Zad:
Zaprojektuj jednostopniowy reduktor dla następujących danych: Moc przekładni 15
Prędkość wału napędzanego 300 /
Przełożenie 3,5
300
n
u 3,5 86 obr/min
1. Wstępne określenie naprężeń dopuszczalnych
Przyjmuję materiał stal 42CrMo4 ulepszaną poprzez azotowanie kąpielowe: Twardość boku zęba 500
σ" #$% 1220 MPa
σ* #$% 430 MPa
σ", 0,8 · σ" #$% 0,8 · 1220 976 MPa Przyjmujemy, że przekładnia będzie przenosiła moc od trójfazowego silnika elektrycznego, pracując 20 lat po 12 h/dobę.
Trwałość przekładni:
0 20 · 365 · 12 87 600 1
Liczba cykli:
2 60 · · 0 60 · 300 · 87 600 1,577 · 103 456
Odczytane z wykresów wartości Y89 oraz Z89 są w przybliżeniu równe 1.
HB > 430 więc Z; 1
Przyjmuję, że maszyna robocza pracuje przy niewielkich przeciążeniach: K= K" 1,35
2. Wstępne określenie średnicy podziałowej
Przyjmuje wsp. Szerokości wieńca: κ = 1
E
· K
D 1
E
3,5 D 1
?
"
@A2 16,2 · 10B · Cκ · σ
·
16,2 · 10B · C 15 · 1,35
72,9
", ·
1 · 976 · 300 · 3,5
3. Odległość osi kół
?
72,9
F
@A2
@A2
2 · G1 D H 2 · G1 D 3,5H 164,025
Na podstawie PN-93/M-88525 przyjmuję aI 160 mm 4. Podstawowe parametry przekładni
Średnica podziałowa zębnika:
2F
2 · 160
?
@
@A2 1 D 1 D 3,5 71,1
Tab.4.1
Na podstawie tabelki Tab.4.1 przyjmuje liczbę zębów zębnika: z 18
Moduł nominalny:
d
71,1
m ILM
z
18 3,95
Na podstawie PN-ISO 54:2001 przyjmuję:
m 4
Liczba zębów koła 2:
z z · u 18 · 3,5 63
Nominalna odległość osi:
z
18 D 63
F D z
2 ·
2
· 4 162
Średnice podziałowe kół zębatych:
d m · z 4 · 18 72 mm
d m · z 4 · 63 252 mm
Przyjmuję szerokość wieńca 80
5. Ustalenie współczynników przesunięcia zarysu F
160 P 162
N
@ P F
O
F
162
P0,0123
Pozorny wsp. zmiany odległ. osi:
NQ NOR1 D 7 · NO GP0,0123H · R1 D 7 · GP0,0123H P0,0118
S T T D T 0,5 · NQ · Gz D zH 0,5 · GP0,0118H · G18 D 63H P0,4779
0,5 · UNQ P NOV · Gz D zH 0,5 · GP0,0118 D 0,0123H · G18 D 63H 0,02025
Na podstawie DIN 3992:
T 0,05
T S T P T P0,4779 P 0,05 P0,5279
Toczny kąt przyporu:
F
162
4WX@ F · 4WX
@
160 · 4W20° 0,9541
6. Obliczenie wskaźnika zazębienia przekładni
Wysokości głów zębów:
1Z · G5 D T H 4 · G1 D 0,05H 4,05
1Z · G5 D TH 4 · G1 P 0,5279H 1,89
z
2 · 1
1
z
2 · 1
1
F
[
Z
Z
@ · WX@
\
C
C
2 · ] ^1 D d _ ·
^1 D
_ ·
4WX P 1 D 2 · ]
d
4WX P 1 P ] · · 4WX
18
2 · 4,05
1
63
2 · 1,89
1
C
C
2 · ] ^1 D 72 _ · 4W20° P 1 D 2 · ] ^1 D 252 _ · 4W20° P 1
160 · R1 P 0,9541
P
] · 4 · 4W20°
1,85
Współczynniki uwzględniające stopień pokrycia:
à C4 P [\
3 C4 P 1,85
3
0,847
0,75
0,75
ba 0,25 D [ 0,25 D
\
1,85 0,655
7. Obliczenie obciążenia zębów
Momenty obrotowe:
P
60 · 1000 15
M n
2π
· 300 477,5 N· m
M M · u 477,5 · 3,5 1671,25 N · m
Nominalna siła obwodowa:
M
477,5
e
? 2 · 1000 ·
72 13 265 f
2
Przybliżona wartość prędkości rezonansowej:
Gj
4Wi D 1
D jH · D 1
2 · aI
g 2,1 · 10h · j · · 2,1 · 10h · j · ·
G18 D 63H · 4 3,5D1
2,1 · 10h ·
2 · 160
18 · 4
· 3,5
21,1 · 10B
k l 300
k
Przekładnia pracuje w zakresie podrezonansowym.
Wskaźnik obciążenia jednostkowego:
n
1,35 · 13 265
m o · e
k
80
223,8 f
Wskaźnik prędkości przekładni:
] · ?
] · 72 · 300
p
·
60 · 1000 60 · 1000 1,13 W
p · j
1,13 · 18
100 · C
D 1 100 · C 3,5
3,5 D 1 0,196 W
Zakładając, że przekładnia będzie wykonana w 6 klasie dokładności współczynnik dynamiczny wynosi:
14,9
14,9
nq 1 D ^ m D 0,0193_ · 1 D^223,8 D 0,0193_· 0,196 1,02
Na podstawie PN-ISO 6336:2000 przyjmuję:
nr\ ns\ 1,0
80
nrt 1,15 D 0,18 · ^? _ D 0,3 · 10uB · 1,15D 0,18· ^
D 0,3 · 10uB · 80 1,40
72_
v
v 80
f
1w
2,25 · 3,5w
s
0,95
1 D 1 D v 1w 1 D 80
2,25 · 3,5 D v 80
2,25 · 3,5w
n
x
st nrt y 1,4z,3{ 1,38
8. Sprawdzenie współczynnika bezpieczeństwa na nacisk stykowy Z| 189,8
Z} 1
2
2
Z" CWX
C
2,65
@ · 4WX@ R1 P 0,9541 · 0,9541
Przyjmuję koła frezowane:
Z~ · Z · Z 0,85
HB > 430 więc Z; 1
Dla modułu 4 Z 1
σ
Z
" #$%
89 · Z~ · Z · Z · Z; · Z
r
·
Z
RK= · K · K"} · K"
" · Z| · Z · Z} · e
· ? · D 1
1220
1 · 0,85 · 1 · 1
·
1,02
2,65 · 189,8 · 0,847 · 1 · 13 265
R1,35 · 1,02 · 1,40 · 1
80 · 72 · 3,5 D 1
3,5
Dla tej wartości współczynnika r prawdopodobieństwo zniszczenia wynosi mniej niż 1%.
9. Sprawdzenie współczynnika bezpieczeństwa na zginanie Na podstawie wykresu:
Y* 4,35
Punkt leży w polu qL 1,5 , więc Y#9 1
Dla zębów prostych:
Y} 1
Przyjmuję chropowatość:
R 3,5 µm
Dla stali azotowanej o przyjętej chropowatości:
Y#9 1,022
Współczynnik wielkości dla 4 wynosi:
Y 1
Współczynnik uwzględniający spiętrzenie naprężeń: Y9 2
Współczynnik Y89 odczytany z wykresu wynosi:
Y89 1
σ
Y
S
* #$%
9 · Y89 · Y#9 · Y#9 · Y
* e
·
Y
· · K= · K · K*} · K*
* · Y · Y}
430
2 · 1 · 1 · 1,022 · 1
13 265
· 4,35· 0,655· 1 11,15
80 · 4 · 1,35 · 1,02 · 1,38 · 1
Wartość współczynnika S* 11,15 gwarantuje wysoką niezawodność.
10. Sprawdzenie zębów na zagrzanie
· v1 D 1
15 · v1 D 1
w
3,5w
7 · j
7 · 18
0,15
Współczynnik pewności na zagrzanie:
j
18 · 4 · 80
x
· ·
9 1000 ·
1000 · 0,15 33,6 1
11. Obliczenie nominalnych wartości sił działających na wały i łożyska Wał czynny:
F F · tgαI 13 265 · tg17,42° 4 165 N
F
13 265
F 4WX
@
0,9541 13 900 N
12. Średnice wałów
Jako materiał na oba wały przyjmuję stal C 45: ` 183 F
Przyjmuję współczynnik bezpieczeństwa: x = 4
`
183
T 4 46 F
1
2
0
· C^ · _ D A
√3
] · ?B
16
E
C] · C 8 · 477,5 0,0298 29,8
] · 46 · 10¡
E 8 ·
E
C] · C8 · 1671,25 0,0453 45,3
] · 46 · 10¡
Przyjmuję średnice dla wałów:
30
48
13. Łożyskowanie
Średnice czopów:
¢ 1,2 · 1,2 · 30 36
¢ 1,2 · 1,2 · 48 57,6
Przyjmuję:
¢ 35
¢ 55
W obu przypadkach zakładana trwałość godzinowa wynosi:
£¤ ¥¦§ 0 87 600 1
Pierścień jest nieruchomy względem kierunku obciążenia:
1,2
Łożyska na wał napędzający:
Dobieram z katalogu SKF łożyska 6407
F 4 165 N
F 13 900 N
¨ 0,7 ; b 0,3
Zastępcze obciążenie dynamiczne łożyska:
¨ · · F D Y · F 0,7 · 1,2 · 13 900 D 0,3 · 4 165 12 925 N
Trwałość:
C « 10¡
155 300 B
10¡
£
¤ ^ _ · 60 · ^
·
12 925 _ 60 · 300 94 300 1 £¤ ¥¦§ 87 600 1
Dobieram z katalogu SKF łożyska 6411
F 4 165 N
F 13 900 N
¨ 0,75 ; b 0,34
Zastępcze obciążenie dynamiczne łożyska:
¨ · · F D Y · F 0,75 · 1,2 · 13 900 D 0,44 · 4 165 16 242 N
Trwałość:
C « 10¡
175 300 B 10¡
£
¤ ^ _ · 60 · ^
·
16 242 _ 60 · 87 102 800 1 £¤ ¥¦§ 87 600 1