Proračun i crtanje jednostepenog zupčastog reduktora · Web viewDelimicno proračunati i nacrtati jednostepeni horizontalni reduktor sa cilindričnim zupčanicima i otvorenim lančanim

Proračun jednostepenog zupčastog reduktora

Zadatak: Delimicno proračunati i nacrtati jednostepeni horizontalni reduktor sa cilindričnim zupčanicima i otvorenim lančanim parom za podatke u tabeli i prema slici V9-1.1:

1.Proračun zupčanika prema čvrstoći: a)bokova, b)podnožja2.Osnovni kinematički odnosi i geometrijske mere zupčanika3.Prethodni proračun vratila reduktora4.Oblikovanje zupčanika i osnovne konstruktivne mere5.Proračun lančanog para6.Prethodno oblikovanje reduktora;utvrđivanje raspona između elemenata7.Proračun ležajeva8.Oblikovanje reduktora(druga faza)9.Proračun spoja vratila i elemenata klinovima10.Završni proračun vratila reduktora11.Izbor i provere spojnice12.Izrada radioničkih crteža zupčanika,lančanika,vratila i detalja spojnoce.

Podaci:

-nominalna ulazna snaga - P1=9.5 [kw]-učestanost obrtanja ulaznog vratila – n1=950[min-1],-prenosni odnos zupčanog para- uz = 5-prenosni odnos lančanog para- ul = 2.92-broj zubaca pogonskog zupcanika - z1=20-ugao nagiba bočne linije zubaca - β=14-koeficijenti pomeranja profila- x1 = x2 = 0-kvalitet tolerancije zupčanika – IT 7-faktor spoljasnjih dinamičkih sila - KA=1,1-spoj zupčanika i spojnice sa vratilom: spoj klinom SRPS M.C2.060 A - bxhxl,-smer - LEVI-materijal i ostale podatke usvojiti prema preporukama

________________________________________________________________________________Napomena: Za izradu zadatka koristićemo udžbenik MAŠINSKI ELEMENTI

Praktikum za vežbe za III razred mašinske škole od Mr Dobrosava Petrovića

Proračun i crtanje jednostepenog zupčastog reduktora

REŠENJE

1.Proračun zupčanika prema čvrstoći

a)Čvrstoća bokova

Prečnik podeone kružnice malog zupčanika

[mm]

Za oba zupčanika usvajamo materijal Č.4130 poboljšan ili normalizovan,trajna dinamička izdržljivost pri površinskom pritisku Hlim=700 [N/mm2],a pri savijanju Flim =270 [N/mm2] (tab.13 стр.135).

Uticajni faktori:z-opšti faktor naponaz = 2,5 zE [N½/mm] ;zE - faktor elasticnosti materijala spregnutih zupčanika.Ako su oba zupčanika od čelika tada je zE =189 [N½ / mm]β=14 (zadata vrednost) [N½/mm].KH-opšti faktor opterećenja, KH=KAKVKHβ;KA-faktor neravnomernosti spoljašnjeg opterećenja;KA=1,1 (u postavci zadatka);KV-faktor unutrasnjih dinamičkih sila(nepoznat); Proizvod faktora KV i KHβ u prethodnom proračunu možemo usvojiti KVKHβ =(1,1…1,2) pa imamo KH=(1,1…1,2)KA

Veće vrednosti uzimaju se za veće brojeve obrtaja,grublje kvalitete tolerancija,veće brojeve zubaca i nesimetričan,posebno konzolni položaj zupčanika na vratilu.Usvajamo: KH=1,2KA=1.2 ·1.1=1.32.φ-odnos širine i prečnika kinematskog kruga zupčanika,za poboljšane zupčanike postavljene simetrično između oslonaca φ=b/d1=(0,5…1,4), Usvajamo φ=0,8.T1-obrtni momenat na pogonskom vratilu,

;

ω1=πn1/30=(3,14·950)/30=99.43[rad/s]

uz-prenosni odnos zupčanog para, uz=5 (u postavci zadatka)d-dozvoljeni površinski pritisak između bokova zubaca zupčanika

Hlim=700 [N/mm2], (usvojena vrednost)

S=(1.5...2) - stepen sigurnosti; Usvajam S=1.7

MTŠ „14 Oktobar“ 12.06.2008 List br. 2


[N/mm2] pa je prečnik podeone kružnice malog zupčanika

Normalni modul ;

Usvajamo standardni modul mn=4 , (Vidi tab. 1)

pa je prečnik

Modul zupčanika(u ceonoj ravni) m = mt=mn/cosβ [mm]

m=4/cos14=4.1224 [mm]

Širina zupčanika b=φd1

b=0,8·82.449=65.96[mm],usvajamo b=66[mm].

Završni tacniji proračun prema čvrstoći bokova ovde se ne moze tačnije prikazivati,pa ocenjujemo samo,opet priblizno,da li su pretpostavljeni faktori Kv i KHβ u dozvoljenim granicama.Za određivanje faktora Kv, izračunavamo obimnu brzinu v i proizvod vzn1/100.

v= [m/s]

d1=82.449[mm] = 82.449/1000 = 0.082449 [m]; n1=950[min-1]-(zadata vrednost u postavci zadatka),

v= = =4.1[ m/s]

zn1=z1/cos3β=20/cos314=21.89; v·zn1/100=4.1·21.89/100=0.875 [m/s]; (Na osnovu ove vrednosti i kvaliteta tolerancije zupčanika – IT 7 u sledećem dijagramu očitavamo i )



Stepen sprezanja bočnih linija zubaca =1.27>1

(Ako je εβ>1 tada je );(Ako je εβ<1 tada je );U ovom slucaju je εβ>1, pa je ;

(Usvojeno iz dijagrama sl.D1. za kvalitet IT7(u postavci zad.)). pa je i Faktor KHβ određujemo približno prema tabeli 12,-za odnos b/d1=66/82.449=0,8; KHβ=(1,02…1,08)( tabela 12) -usvajamo KHβ=1,07 za oba zupčanika simetrično postavljena između oslonaca i ostale uslove.Proizvod faktora Kv i KHβ je: Kv·KHβ=1.05·1,07=1,12; manji je od pretpostavljenog 1,2 sto utiče pozitivno na čvrstoću.

b). Čvrstoća podnožja

Radni naponi u podnožju zubaca za zupčanika 1 i 2:

[N/mm2]

[N/mm2] - yFa - faktor oblika zupca; z2=uz· z1 =5 · 20 =100 -za zn1=z1/cos3β=20/cos314 = 21.89 zn2 = z2/cos3β = 100/cos314 = 109.47 i za x1=x2=0 (zadata vrednost);yFa1=2.87; yFa2=2,2 (tabela 16)


0.875 0.875


ySa-faktor koncentracije napona u podnozju zubaca ,

ySa1=1,68; ySa2=2,03 (Sl.D2)


za zn2=109.47

za zn1=21.89


yε-faktor kraka sile;yε = 0,2+(0,8/εα)

Ovde je εα - stepen sprezanja profila zubaca.

U ovoj fazi rada računamo ga po pribliznom obrascu: εα


za zn1=21.89

ySa2 ySa1

za zn2=109.47


Kasnije ce se izračunati tačna vrednost εα.yε = 0,2+(0,8/εα) = 0,2+(0,8/1.63) = 0.69yβ-faktor oblika za kose zupce.

0,852.

Ft1-obimna sila:

Ft= =2317.7[N].

KA=1,1;(zadata vrednost) Kv=1,05; (KFβ<KHβ) Usvajam KFβ=1,02

=2.87 ·1,68 · 0.69 · 0,852· ·1,1·1,05·1,02=29. 32 [N/mm2]

=2,2· 2,03· 0.69 · 0.852· ·1,1·1,05·1,02=27. 15 [N/mm2] Stepen sigurnosti podnožja zubaca zupčanika 1 i 2 iznosi :

-

usvojena vrednost (vidi na strani 2) -Stepeni sigurnosti su dosta veci od preporucenih vrednosti (1.6....2.4) ali su stepeni sigurnosti bokova u optimalnim granicama od (1.4........2).

2.Osnovni kinematski odnosi i geometrijske mere zupčanika

2.1.Polazni i izracunati podaci:

-broj zubaca pogonskog zupčanika z1=20, -radni prenosni odnos uz=ωul/ωizl=nul/nizl=5, -broj zubaca gonjenog zupčanika z2=100, -kinematski prenosni odnos i = uz = z2/z1=100/20 = 5 (reduktor), -osnovna zupčanica; αn=20;mn = 4 i drugi podaci prema SRPS.M.C1.0.15 -modul(ceoni) mt = 4.1224 [mm], -pomeranje profila m·x1=m·x2=0, -ekvivalentni broj zubaca zn1=21.89 i zn2=109.47

2.2.Ugao nagiba profila u glavnom preseku (čeona ravan):

tgαt=tgαn/cosβ=tg 20/cos 14=0,375αt=arctg 0.375 = 20.56

2.3.Prečnici podeonih i kinematskih kružnica zbog x1=x2=0:

d1= dw1 = mt·z1 = 4.1224·20 = 82.448[mm],

d2= dw2 = mt ·z2 = 4.1224·100 = 412.24[mm].

2.4.Osno rastojanje zupčanika:



a = (d1+d2)/2 = (82.448+412.24)/2 = 247.344[mm].

2.5.Prečnici osnovnih kružnica:

db1 = d1·cos α t = 82.448 · cos 20.56 = 82.448 · 0.936305 = 77.2[mm],

db2 = d2·cos α t = 412.24 · cos 20.56 = 412.24 · 0,936305 = 385.98[mm].

r b1 = db1/2 = 77.2/2 = 38.6[mm]; r b2 =db2/2=385.98/2 = 192.99[mm].

2.6.Prečnici podnožnih kružnica:

d f 1 = d1 - 2.4mn = 82.448 - 2,4 ∙ 4 = 72.848[mm],

d f 2 = d2 - 2.4mn = 412.24 - 2.4 ∙ 4 = 402.64[mm].

2.7.Prečnici temenih kružnica :

d a1 = d1+2mn = 82.448 + 2 ∙ 4 = 90.45[mm],

d a2 = d2+2mn = 412.24 + 2 ∙ 4 = 420.24[mm],

ra1 = da1/2 = 90.45/2 = 45.225[mm]; ra2 = da2/2 = 420.24 / 2 = 210.12[mm].

2.8.Podeoni koraci:

pn = π·mn = 3.14 · 4 = 12.56[mm],pt = π·mt = 3.14 · 4.1224 = 12.94[mm],pbt=pt·cosαt = 12.94 · cos 20.56 = 12.116[mm].

2.9.Sirina zupčanika:

b = φ · d1 = 0,8·82.448 = 65.96[mm]; Usvajamo b1 = 66 [mm]; b2 = 63[mm]

2.10.Aktivna dužina dodirnice :

gα = = 19.8 [mm]

gα =19.8[mm].

2.11.Stepen sprezanja profila,stepen sprezanja bočnih linija i ukupan stepen sprezanja:



εα = gα/pbt = 19.8 / 12.116 = 1.63;

εβ = b·tgβ/pt = 66 · tg 14 / 12.94 = 1.27;

ε = εα+εβ = 1.63 + 1.27 = 2.9.

2.12.Merni broj zubaca za koeficijente profila x=0:

zw1=(z1/π) ;

Ovde je tgβb = tgβ · cosαt = tg14 · cos20.56 = 0.233447; βb= arctg 0.233447βb=13.14 i invαt = tgαt-αt = tgαt- (π · αt /180) = tg 20.56° -(3.14 · 20.56/180) = 0.01634 .

2.915

zw2=(z2/π) ;

12.756

Merni broj zubaca zaokružujemo na bliži ceo broj zw1=3 i zw2=13.

2.13.Mera preko tri i trinaest zubaca:

W1= mn·cosαn[π·(zw1-0,5)+z1invαt] = 4·cos 20·[3,14(3-0,5)+20 · 0.01634] = 30.74 [mm];W2= mn·cosαn[π·(zw2-0,5)+z2invαt] = 4∙cos 20[3,14(13-0,5)+100 · 0.01634] = 153.67 [mm].Merenje veličine w može se ostvariti,samo ako je zadovoljen uslov w1sinβ w2sinβ<b; 30.74·sin14 = 7.43 <66[mm] i 153.67·sin14= 34.33 <66[mm].

2.14.Tolerancije zubaca zupčanika:

-Granična odstupanja mere preko zubaca nalazimo iz tabele 2.

Za modul mn=4, prenosni odnos uz=5, ( područje 2,6…6) i zeljeni bočni zazor jn=113…219 μm (najčesće srednje područje II) nalazimo:

Aw1g = -66 μm, Aw1d = -96 μm, Aw2g = -66 μm, Aw2d=-104μm.



-Odstupanje osnog razmaka prema JUS.M.C1.036 za osni razmak a = 247.34[mm], područje 180…250 i kvalitet IT7 (tabela 3):

Aag= 36 μm i Aad= - 36 μm.

-Dozvoljeno odstupanje bočnih linija zubaca prema SRPS.M.C1.033(tabela 6),za širinu zupčanika b=66 [mm], područje 65…80 i kvalitet 7;

Tβ=17μm (tabela 6)

-Dozvoljeno odstupanje centričnosti (radijalno bacanje) prema SRPS.M.C1.035(tabela7)

za m=4 [mm] i prečnik podeone kružnice d1 = 82.449 [mm] ,područje 36…100;

Tr=59μm (tabela7)



-Dozvoljeno odstupanje evolventnog profila Tev prema SRPS M.C1.0.35(tabela 8) - za prečnik podeone kružnice d1=82.449 [mm] i za m=4mm, podrucje 25…225mm i kvalitet 7;

Tev=13μm. (tabela 8)

Na sličan nacin dolazimo do odstupanja:

Dozvoljena odstupanja podeonog korakaμm.

Ovde je Ap vrednost za prave zupce (iz tabele 9).



- Dozvoljena ukupna radijalna odstupanja pri kontroli sprezanja Fi”(Ti”)=90μm (tabela 4).

- Dozvoljena pojedinačna radijalna odstupanja pri kontroli sprezanjem fi”( Ti”)=25μm(tabela 5).

Neke tolerancije mogu se izračunati pomocu formula u tabeli 10.

3.Prethodni proracun vratila

Priblizne vrednosti precnika vratila mogu se odrediti iz uslova cistog uvijanja na mestu spojnica, ali sa dosta smanjenim dozvoljenim naponom da bi se uzela u obzir koncentracija napona i uticaj savijanja od spojnice i sile zatezanja lanca na gonjenom vratilu.(Iz tabele 39 usvajamo materijal vratila i za izabrani celik ocitavamo vrednosti D(-1) i τD(0)). Usvajamo za vratila materijal Č.0545 sa D(-1)=220…270 [N/mm2] i τD(0)=170…240 [N/mm2]. Usvajam D(-1) = 250 [N/mm2] i τD(0)=205 [N/mm2].Nominalni momenti uvijanja za vratilo I i II su :T1 = 95545 [Nmm] i T2 = uz·T1=5 · 95545 = 477725 [Nmm].Ovde nisu uzeti u obzir gubici u zupcanoj sprezi i u lezajevima.



Dozvoljeni napon racunamo u odnosu na dinamicku izdrzljivost pri pocetnom jednosmerno promenljivom opterecenju tako da stepen sigurnosti uvecamo mnoziteljem K uzimajuci proizvodK·s = 8…10; vecu vrednost za vratilo II zbog uticaja savijanja od zatezanja lanca τud1 = τD ( 0 ) / K·s = 205 / 8 = 25,6 [N/mm2], τud2 = τD ( 0 ) / K·s = 205 / 10 = 20,5 [N/mm2].

Precnici vratila na mestu spojnica:Za vratilo I

d3 = = = 27.56 [mm], usvojeno d3= 30[mm].

Na mestu lezaja za vratilo I usvajamo d2=35[mm] a na mestu zupcanika d1=40mm].Za vratilo II

d3= = 50.7 [mm], usvojeno d3= 50[mm].

Na mestu lezaja za vratilo II usvajamo d2=55[mm] a na mestu zupcanika d1=60[mm].

4.Oblikovanje i konstruktivne mere zupcanika

Mali zupcanik oblikujemo kao punu plocu bez otvora za olaksanje,a veliki oblikujemo tako da se uocavaju glavcina,disk i venac (izdubljena ploca).Predvidja se primarna obrada kovanjem.Konstruktivne dimenzije zupcanika 2 prema sl.V9-1.2 za precnik vratila(otvora u glavcini) d1=60[mm]: - precnik glavcine dg = (1,6…1,8)d1; dg=1,7·d1 = 1,7·60 = 102 [mm], - duzina glavcine bg = (1..…1,3)d1; bg=1,25·d1 = 1,25 ·60 = 75[mm], - precnik venca dv = da2-10·m = 420.24 -10· 4 =380.24[mm]; usvajamo dv = 380[mm]. - precnik otvora za olaksanje do=(dv-dg)/5 = (380-102)/5 = 55,6; usvajamo do= 55 [mm], broj otvora z = 4. - precnik kruznice na kojoj su rasporedjeni otvori Do=(dv+dg)/2=(380+102)/2 = 241[mm], - visina zakosenja n = 0,5·mn = 0,5·4 = 2 [mm], - debljina diska b1=0,3·b = 0,3· 66 = 19.8[mm]; usvojeno b1=20[mm](otkovak).



5.Proračun lančanog para

Dopunski podaci za lancani par dati su u tabeli V9-1.1

Tabela V9-1.1 Dopunski podaci za lancani par1.2 3.4 5.6 7.8 9.1 11.12

ŋR 0.96a (mm) 920 930 1000 940 1050 960t (h) 14000 13000 16000 19000 22000 20000

Usvajam: ŋR = 0,96 - stepen iskoriscenja reduktora, a = 930 [mm ] - osno rastojanje t = 13000 [h ] - potreban radni vek lanca -Ucestanost obrtanja malog lancanika 3(pogonski za lancani par) n3 = n1/uz = 950 / 5 = 190[min-1]Snaga koju prenosi lancani par PL = P1·ŋR = 9.5 · 0,96 = 9.12[kW]. -Pocetna vrednost koraka lanca p=a/40=930/40 = 23,25[mm]. Usvajamo privremeno standardni korak p=25,4 [mm] -Broj zubaca malog lancanika,za prenosni odnos ul=2.92(zadato u postavci zadatka ) z3 = 26 (tabela 19).Prema preporukama za izbor broja zubaca malog lancanika zavisno od brzine, za pretpostavljenu brzinu v do 7m/s , z3=16 , pa bi ceo prenosnok bio manjih dimenzija .Zahtev u vezi gabarita nije postavljen, pa radimo dalje sa z3 = 26. -Broj zubaca gonjenog lancanika z4 = ul · z3 = 2.92 · 26 = 75.92 . Usvajamo z4 = 76, pa je tacan prenosni odnos ul = i = z4/z3 = 76 / 26 = 2.923. -Za korak p=25,4 i ucestanost obrtanja n3=190[min-1] ocenjujemo posmatrajuci dijagram (sl.D3) da moze da zadovolji jednoredni lanac koji pri ispitanim uslovima moze da prenese najvecu snagu Po=11[kW]. Dvoredni lanac, za korak p=25,4[mm] moze da prenese najvecu snagu Po=19,5[kW]. Dalji proracun vrsimo samo za jednoredni lanac.


n3=190 [min-1]


-Faktori korekcije za radne uslove:ξL = 1 ; faktor vrste lanca za pojacana opterecenja, ξ a = 0,98; faktor osnog rastojanja za a/p = 930/25,4 = 36,6 (tabela 20),ξU = 0,99; faktor prenosnog odnosa za prenosni odnos ul = 2.923 (tabela 21),ξt = (T/t)1/3=( /13000)1/3=1,05 ;faktor radnog veka za potreban vek t = 13000 casova,ξp = 1 ; za rad prenosa u zasticenoj sredini i podmazivanje po uputstvu,ξz = (19/z3)1.085 = (19/26)1.085 = 0,71. Odabrani lanac moze u radnim uslovima da prenese snagu

P= = 14.34[ kW].

- Po ovom kriterijumu izabrani lanac zadovoljava jer je ova snaga veca od PL= 9.12 kW.

- Stepen sigurnosti protiv dinamickog loma lanca

(Iz tabele 17 usvajamo sledece vrednosti )- prekidna staticka sila za jednoredni lanac sa valjcima za povecana opterecenja FM=45[kN] i masa po metru q=2.7[kg/m].

Brzina lanca [m/s] ; =2,09[m/s]

Obimna sila Ft = P/v = 9.12 / 2.09 = 4.36[kN] = 4360 [N]Centrifugalna sila Fc = qv2 = 2.7 · 2.092 = 11.8 [N] = 0.0118[kN]



ξD = (0,15…0,20); - usvojena srednja vrednost ξD=0,175- faktor korekcije staticke prekidne sile u dinamicku;ξd=1,18 - faktor unutrasnjih dinamickih sila za p=25,4[mm] i n3=190[ min-1](tabela 22). Stepen sigurnosti protiv dinamickog loma

S= 1.388

Stepen sigurnosti treba da bude izmedju 1,5 i 2,5 pa i po ovom kriterijumu izabrani lanac ne zadovoljava pa usvajam lanac sa valjcima za povecana opterecenja gde je FM=65[kN] tako da je

S= = 2 - sto zadovoljava

- Radni vek lanca po kriterijumu habanja

Povrsinska izdrzljivost zgloba lanca za ispitane uslove za brzinu lanca v = 2,09 [m/s] i z3 = 26;PN = 25.5 N/mm2(tabela 23)

- Faktor radnog veka

ξt= = 0,92.

Radni vek lanca t=13000/ξt3=13000 / 0.923 = 19263 h.

Izracunati radni vek veci je od potrebnog t = 13000 [h ] (usvojena vrednost u tacki 5) pa i po ovom kriterijumu lanac zadovoljava.

Prema tome moze se usvojiti konacno jednoredni lanac za pojacana opterecenja koraka p=25,4[mm]. - Geometrijske mere lancanog para:

Broj članaka lanca m =

z3 = 26; z4 = 76; a=930 [mm]; p = 25.4 [mm] ; (Pogledati stranu 14)

sinγ = = =0.21745

γ=arcsin 0.21745 ; γ =12.56 .

m = = 125.6 Usvajamo: m=126.

Osno rastojanje za m = 126

a= =930.64[mm].

Za dalji proracun iz tabele 17,na osnovu koraka p=25.4 [mm], usvajamo: b1=17.02[mm], d1h10=15.88 [mm] ; h10(dalje oznacavati sa D), g1=24 [mm],



Oznaka lanca je: (Lanac m x p x b1 SRPS M. C1.821)U našem slučaju oznaka lanca je 25,4x17.02x126 SRPS M.C1.821.

Proracun lancanika se ovde nece vrsiti.

6.Prethodno oblikovanje reduktora,utvrdjivanje napona izmedju elemenata

Cilj je da se utvrdi polozaj zupcanika, spojnice i lancanika u odnosu na oslonce, da bi se izracunale reakcije oslonaca i odabrali lezajevi. Podaci se mogu izracunati prema sl. V9-1.3 na kojoj je prikazana horizontalna projekcija preseka reduktora po osama pri skinutom poklopcu. Preseceni delovi u ovoj fazi rada ne moraju se srafirati. Osnovni podaci su:b1-sirina malog zupcanikaB-sirina pretpostavljenog lezaja.k-udaljenost ceone povrsine malog zupcanika od unutrasnjeg zida kucista;-ako je sirina glavcine(bg) velikog zupcanika veca od sirine zupcanika(b1) , bg>b1, onda se k uzima od ceone povrsine glavcine, l2=8…12mm,l3=15…25mm,l4=15…20mm,l5=bs/2(bs-duzina osovinice lanca prema tabeli V9.-1.3, str.92). bs=43[mm]

Usvajam k = 8 [mm], l2=12[mm], l3 = 20[mm], l4 = 15[mm] i l5 = 43/2 = 21.5 [mm]

Za prethodni proracun vratila I polozaj elemenata je definisan velicinama:l=b1+2(k+l2)+B1,( za b1>bg ) ; l1=B1/2+l3+l4+L/2.l=bg+2(k+l2)+B1,( za bg>b1)f=bg+ 2(k+l2)+B2

f1= B2/2+l3+l4+l5

L=1,7d3+(40…50)mm,

7.Izbor i proračun ležajeva



Prethodno odabiramo prstene kuglicne jednoredne lezajeve sa radijalnim dodirom srednje nosivosti.

Za vratilo I oznaka lezaja je 6207 sa merama d=35 [mm],D=72[mm],B1=17[mm] i r=2[mm]. Za vratilo II oznaka je 6211 sa merama d=55[mm],D=100[mm],B2=21[mm] i r =2,5[mm].Napomena:(Mere za D, B i r su usvojene iz tabele 51na str. 160, na osnovu precnika provrta lezaja(d) i tipa lezaja(62)) Rastojanja:(za bg>b1): bg=75[mm](tacka 4) ; b1=66[mm](tacka 2.9), bg>b1 pa je l= bg+2(k+l2)+B1; Ovde je sirina glavcine poluspojnice: L=1,7d3+(40…50)mm, prečnik vratila je d3= 30[mm]( Tačka 3, strana 13)L=1,7·30+45=96[mm] l=b1+2(k+l2)+B1= bg+2(k+l2)+B1;

l=75+2(12+8)+17=132[mm], l1=B1/2+l3+l4+L/2; l=17/2+20+15+96/2=91,5[mm].f=bg+ 2(k+l2)+B2 = 75+2(12+8)+21=136[mm], f1= B2/2+l3+l4+l5 = 21/2+20+15+43/2=67[mm].- Obimna sila:

Ft= =2549[N]

- Radijalna sila:

Fr = = 956[N]

- Aksijalna sila: Fa = Ft·tgβ = 2549 · tg14° = 635.5[N]

VRATILO I Sema opterecenja vratila silama i dijagram momenta uvijanja prikazani su na slici V9-1.4, a) i b).Otpori oslonaca od sila u ravni XZ:

Faz=Ft/2=2549 / 2 = 1274.5 [N].

Otpori oslonaca od sila u ravni XY:

FBy= ;

Fr1= Fr = 956 [N]; Fa1 = Fa =635.5 [N]; r1 = d1/2 = 82.44 / 2= 41.2 [mm] pa je

FAy= -FBy+Fr1= -279.6 + 956 = 676.4 [N].

Rezultujuci otpor oslonca-radijalno opterecenje lezaja(vece u osloncu A)

FA=FAr= = = 1945.4[N].- Izbor i proracun lezajeva vrsimo prema vecem opterecenju FAr=1945.4 [N]; aksijalna sila Fa=635,5[N]. Iz tabele 55 nalazimo za lezaj 6207:



C=19,6 [kN]-dinamicka moc nosenja lezaja,C0=13,7[kN]-staticka moc nosenja lezaja;

Iz tabele 50 je: Fa/C0=0,6355 / 13,7=0,046.

Pomocna velicina e=0,26; Fa/FAr= 0,6355 / 1,9454 = 0,327>e;pa su faktori radijalnog i aksijalnog opterecenja X = 0.56 i Y = 1,71. Ekvivalentno opterecenje F = X·FAr+Y·Fa = 0.56·1945.4+1,71·635.5 = 2176.1[N] = 2.176[kN].

Vek lezaja u časovima: Lh = 12820.8 [h]

Prema preporukama za reduktore radni vek treba da bude od 8000 do 45000, pa lezaj 6207 zadovoljava taj kriterijum.(Napomena: Ukoliko vek lezaja ne zadovoljava , odnosno ako je vrednost manja od 8000 [h] , mozemo usvojiti kvalitetniji lezaj, npr.6307 koji moze da izdrzi veca opterecenja)



Sl.V9-1.4 a) - Shema opterećenja silama;b) - Shema opterećenja silama;c), d) i f) - Dijagrami momenata uvijanja



VRATILO II

Šema opterecenja vratila silama i dijagram momenta uvijanja prikazani su na sl.V9-1.5.Sile koje opterecuju vratilo od zupcane sprege:Ft 2 = - Ft 1 = -2549 [N], Fr2 = -Fr1 = -956 [N], Fa2 = -Fa1 = -635,3 [N].Sila koja opterecuje vratilo,a potice od lancanog prenosa priblizno u pravcu koji spaja centre lancanika: FL=Ft3+2· k f · q · a [N].Ft 3 = (2·T3·KA) / d3 [N].T3 = T2 = T1· uz· ŋR = 95545 · 5 · 0,96 = 458616[N]; KA = 1.1 (zadata vrednost)d3=p/sin(180/z3) = 25,4/sin(180/26) = 25.4/0.1205 = 210,72[mm]Ft3 =2 · 458616 · 1,1 / 210,72 = 4788 [N]a =930.64 [mm] = 0,93064[m]-osno rastojanje lancanika.q=2,7[kg/m]-masa jedinice duzine lanca odredjena ranije.kf=40-koeficijent koji zavisi od polozaja lanca;ovde ugao do 45 prema horizontali.(Za ugao 0 kf = 60, a za ugao 90 (vertikalan prenos) kf=10). FL=Ft3+2· k f · q · a = 4788 + 2 · 40 ·2,7· 0,93064 = 4989 [N]

-Komponente sile FL

FLy = FLz = FLsin 45 = 4989 · 0,707 = 3528 [N].

Dalji proracun za vratilo II ovde se nece prikazivati.

Sl.V9-1.5. a) Shema opterećenja vratila II silama

b) Dijagram momenta uvijanja

8.Oblikovanje reduktora-druga faza



Pri prethodnom oblikovanju vratila dato je iz prakticnih razloga dosta podataka, koje inace

treba obuhvatiti u ovoj fazi razrade reduktora.U drugoj fazi dalje se konstruktivno razradjuje sklop reduktora sa detaljima za zavrsni proracun. -Usvojen je lezaj 6207 -Duzina kraja vratila odredjena je duzinom glavcine spojnice,koja je ranije bila izracunata pomocu iskustvenog obrasca zbog eventualnog uzimanja u obzir tezine spojnice pri proracunu otpora oslonaca. Iz tabele 60 (str.171) biramo elasticnu spojnicu sa valjkastim gumenim uloscima prema JUS M.C1.515. Za merodavni obrtni moment T = Tn·KA = T1·KA = 95545 · 1,1 = 105099,5 [Nmm] i precnik na mestu spojnice d3=30 [mm], usvajamo spojnicu za Tmax=145 [Nm] = 145000[Nmm] i raspon precnika d =16…40[mm]. Duzina glavcine:l1=60[mm] i l2=90[mm]. Usvajamo duzinu kraja vratila L2 = 90 [mm]. -Za spojeve sa vratilom primenjeni su klinovi oblika A ciju duzinu treba usvojiti 5…10[mm] manju od duzine odgovarajuce glavcine pa prilagoditi standardnim vrednostima.

9.Proračun spoja vratila i elemenata klinovima VRATILO I Na mestu spojnice za precnik vratila d3=30[mm] ](Usvojena vrednost -vidi tacku 3 ,strana 13) usvajamo klin JUS M.C2.060-A 8x7x80 ( Napomena: oznaka klina je bxhx l )sa t1=4[mm] i t2=3,3[mm] (tabela 40 str.151) Povrsinski pritisak izmedju klina i glavcine

p2= =29,49[N/mm2]

Stvarni pritisak je manji od dozvoljenih vrednosti pd=(45…65)[N/mm2], za obod spojnice od sivog liva( na pr.SL150), pa zadovoljava jedan klin. Na mestu zupcanika za precnik vratila d1=40mm ] (Usvojena vrednost -vidi tacku 3 ,strana 13) usvajamo klin JUS M.C2.060-A 12x8x56 ( Napomena: oznaka klina je bxhx l )sa t1 = 5 [mm] i t2 = 3,3[mm]. (tabela 40 str.151) Povrsinski pritisak izmedju klina i glavcine

p2= = =36,19[N/mm2]

Radni pritisak dosta je manji od dozvoljenog pd = (75…100)[ N/mm2 ] za celicni zupcanik (glavcinu) pa je spoj dosta siguran.

10.Završni proračun vratila reduktora



Potrebno je proveriti dinamicki stepen sigurnosti u opasnim presecima vratila. Racuna se sa naizmenicno promenljivim simetricnim normalnim naponom i sa pocetno jednosmerno promenljivim tangencijalnim naponom. VRATILO IPresek na mestu spojnice Precnik vratila I na mestu spojnice je d3 = 30 [mm](Usvojena vrednost -vidi tacku 3 ,strana 13)Vratilo je u ovom preseku izlozeno samo uvijanju. Radni napon uvijanja:

τU= [N/mm2]; gde je T = T1 = 95545 [Nmm](izracunata vrednost u tacki 1); KA=1.1

( Iz tabele 47) je Wp= 4938.22[mm3];

τU = 21,28[N/mm2]Faktori koji uticu na dinamicku izdrzljivost elemenata:( Iz tab.42 usvajam) ξ1 = (0,95…0,98); Usvojeno ξ1=0,96 -faktor stanja povrsine za fino struganu povrsinu i zateznu cvrstocu za C.0545 je Rm=(470....610)[N/mm2], ( Tabela 38) ( Iz tab.43 usvajam) ξ2=0,81-faktor mera za uvijanje precnik 30mm,( Iz tab.44 usvajam) ξ3=1-faktor ojacanja povrsinskog sloja (nije predvidjeno)( Iz tab.46 usvajam) βK=(1,38…1,55) usvojeno βK=1,5-efektivni faktor koncentracije napona za Rm=470...610 N/mm2.Stepen sigurnosti:

Sτ= ;

Za materijal Č.0545 je τD(0)=170…240 [N/mm2], usvajam τD(0)=205 [N/mm2].

Sτ 4,99. -zadovoljava

Stepen sigurnosti veci je od preporucenog [1,5…2,5(3)] za trajanje masinske konstrukcije, a odluka o eventualnom smanjenju precnika na ovom mestu,moze se doneti posle provere drugih preseka.

Presek na mestu zupcanika

Presek je izlozen slozenom naponskom stanju,uvijanju i savijanju.Radni napon uvijanja

τu= [N/mm2]; Wp= ;

Na mestu zupcanika precnik vratila I je d1=40[mm]; t1=5[mm]; b=12[mm]; KA=1.1 ( usvojeno - tacka 9 )

Wp= 11641,25 [mm2].

τu= =9,028 [N/mm2]

Stepen sigurnosti pri uvijanju:

Sτ = ; ξ1=0,96; ξ2=0,78 (d1=40); ξ3=1; βK=1,5.



Sτ = 11,33 Momenti savijanja od sila u vertikalnoj ravni (vidi seme opterecenja sl.V9-1.4 a i b)MXZ = My = - Faz l/2 [Nmm] ; gde je l=132[mm]; Faz=1274,05[N] (tacka 7); pa je MXZ = My = - 1274,05 ·132/2 = - 84117 [Nmm]

Momenti savijanja od sila u horizontalnoj ravni računato sa leve strane nosača od preseka a beskonačno blizu preseku s leve i desne strane:

; gde je : l=132[mm]; FAy= 676,4 [N] (tacka 7);

;

Fa1 = 635,5 [N]. (Vidi - tacka 7, strana 18)

Rezultujući momenti savijanja u preseku ispod zupčanika:; gde su : My

l = 84117 [Nmm];

; =18459.8 [Nmm]

Sa ovim vrednostima docrtani su dijagrami momenata savijanja na slici V9-1.4 (e, d i f).

Radni napon savijanja

; d = 40[mm]; t1=5[mm]; b = 12 [mm]; Msmax =

Koeficienti za korekciju kritičnog napona:

Stepen sigurnosti pri savijanju

;



(Iz tabele 39 str.150 )za C.0545 usvajam

Ukupni stepen sigurnostiSτ =11,33 6.01

Uz povećanu sigurnost usvajamo konačno prečnike vratila koji su usvojeni u tacki 3, ; i iako prema dobijenim stepenima sigurnosti iste možemo smanjiti, ali se račun mora ponoviti do konačnog približenja preporučenim optimalnim vrednostima S = [1,5...2,5(3)] Napomena:Na sl.V9-1.9 u dodatku I prikazana je algoritamska šema za proračun iz zadatka 9.1, a na sl.V9-1.10 za proračun iz zadatka 5.1 i 5.2 (vezba br.5 ).

11. Izbor i provera spojniceZa prečnike vratila na mestu spojnice d=30 i merodavni obrtni moment T1=105099.5

ranije je odabrana elastična spojnica sa gumenim ulošcima za T1=145000 (tabela 60).

D=130-mm –nazivni precnik D0=90mm- prečnik kružnice na kojoj su raspoređeni svornjaci i valjkasti gumeni ulošci, d=16…40mm područje prečnika rupa za vratilo u obodima,X=2 - razmak između oboda,l1=60, l2=90 - dužine glavčine oboda,z = 8 - broj uložaka,du =18 -prečnik rupa u obodu za uloške,ds = dz = 8 - prečnik stabla svornjaka sa navojem ( JUS M.C3.080 ) navoj M6.b = 22 - dužina uložaka, nmax - maksimalna učestanost obrtanja spojnice.

- Obimna sila na ulošcima

- Površinski pritisak na ulošcima



Površinski pritisak manji je od dozvoljenog sto zadovoljava.

- Moment savijanja u kritičnim presecima tela svornjaka

- Napon savijanja u kritičnom preseku stabla svornjaka

- Dozvoljeni napon savijanja za materijal svornjaka Č .1430 sa ,

;

-Radni napon savijanja manji je od dozvoljenog pa je obezbeđena sigurnost spoja svornjacima.

12.Crtezi


Proračun i crtanje jednostepenog zupčastog reduktora · Web viewDelimicno proračunati i nacrtati jednostepeni horizontalni reduktor sa cilindričnim zupčanicima i otvorenim lančanim

Documents