Primjer 1

Odredite omjer prijenosa zupčanika (slika 19), broj okretaja pogonjene osovine i ukupni koeficijent performansi (efikasnosti), ako je broj zubaca kotača jednak: z 1 =30, z 2 =20, z 3 =45, z 4 =30, z 5 =20, z 6 =120, z 7 =25, z 8 =15 ; broj obrtaja ulaznog vratila n 1 =1600 o/min.

Rješenje

Mehanizam se sastoji od četiri stupnja: dva cilindrična z 1 - z 2 , z 3 - z 4 sa vanjskim zupčanikom, cilindrični z 5 - z 6 sa unutrašnjim zupčanikom i konusnim z 7 - z 8 .

Ukupni omjer prijenosa višestepenog prijenosa jednak je proizvodu omjera prijenosa svakog stupnja koji tvori ovaj zupčasti mehanizam. Za ovaj slučaj

.

Znak (-) označava da je smjer rotacije kotača u ovim parovima suprotan. Smjer rotacije kotača u ovom slučaju može se odrediti i postavljanjem strelica na dijagram (slika 19).

Broj okretaja gonjene osovine određuje se preko omjera prijenosa
rpm

Ukupna efikasnost mehanizma zupčanika je jednaka

gdje su numeričke vrijednosti uzete prema uslovu zadatka T1.

Primjer 2

Evo
,
,
- prijenosni odnosi pretvorenog mehanizma (nosač H zaustavljen i fiksni točak se okreće z 3 ). Rezultirajući omjer prijenosa sa znakom "+" označava podudarnost smjera rotacije pogonske i gonjene osovine.

Primjer 3

Rješenje

Kao u primjeru 2, ovaj mehanizam se odnosi na jednostepeni planetarni zupčanik i omjer prijenosa iz nosača H na volan z 1 određena je relacijom

Primjer 4

Rješenje

Složeni zupčanik sastoji se od dva stupnja: prvi stupanj je jednostavan cilindrični par sa vanjskim zupčanikom z 1 -z 2, drugi stupanj je planetarni zupčanik N-z 5 , prenoseći rotaciono kretanje sa nosača H na volan z 5 preko satelita z 4 . Smjer rotacije izlaznog vratila određen je algebarskim predznakom.

1. Za dvostepeni prenos, ukupan prenosni odnos se nalazi kroz prenosne odnose svakog stepena, tj.

.

Primljeni omjer prijenosa
, što ukazuje na povećanje frekvencije rotacije izlaznog vratila, a znak “+” označava da su smjerovi rotacije osovina isti.

2. Odredite ugaonu brzinu izlazne veze i njegovo ugaono ubrzanje

rad/s,

rad/s 2 .

3. Pošto je rotacija točkova ubrzana (prihvatamo ravnomerno ubrzanu), onda vreme za koje će se ugaone brzine udvostručiti, određujemo iz zavisnosti

,

gdje i - ugaone brzine na početku i na kraju razmatranog vremenskog perioda
. Odavde

With.

4. Odredite ukupnu efikasnost prijenosa

Zadatak T2

Izlazna karika mehanizma prikazanog na dijagramima (sl. 23–32) vrši povratno (ili povratno) kretanje i opterećuje se na radni hod konstantnom silom F c (ili trenutak T With) korisni otpor. U praznom hodu, s obrnutim smjerom kretanja izlazne veze, nema korisnog otpora, ali štetni nastavljaju djelovati. Uzimajući u obzir efekat trenja u kinematičkim parovima, u smislu efikasnosti mehanizam koji treba utvrditi.

1) moment vožnje T d , konstantne veličine, koja se mora primijeniti na ulaznu vezu u ravnomjernom kretanju s ciklusom koji se sastoji od radnih i praznih hoda;

2) rad sila trenja na radnom i praznom hodu, s obzirom da je štetni otpor na svakom taktu konstantan, ali je na radnom taktu tri puta veći nego u praznom hodu;

3) promena kinetičke energije mehanizma u toku radnog hoda i u praznom hodu;

4) snaga potrebna od pogona kada se ulazna veza rotira prosječnom brzinom i prosječnu (za čitavu revoluciju) snagu korisnog otpora i sila trenja.

Rješenje ovog problema zasniva se na jednadžbi kretanja mehanizma, koja uspostavlja vezu između promjene kinetičke energije i rada sila (zakon kinetičke energije). Rad sila i momenata određen je, redom, linearnim ili kutnim pomacima karika na koje djeluju. S tim u vezi, potrebno je odrediti položaje mehanizma na krajnjim pozicijama izlazne veze. Pokreti veze, linearni i ugaoni, mogu se odrediti iz crteža napravljenog u mjerilu ili izračunati analitički. Dimenzije karika, prema njihovim oznakama na dijagramu mehanizma, i druge potrebne vrijednosti date su u tabelama numeričkih podataka, gdje je faktor efikasnosti, au opciji 9 m- modul letve i zupčanika, z - broj zubaca točka.

Tabela 17

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
OA, mm
OS, mm
Ned, mm
AB, mm
T With , Nm
, rad/s

Tabela 18

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
oa, mm
AB, mm
F c , H
, rad/s

Tabela 19

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
OA, mm
OV, mm
T With , Nm
, rad/s

Tabela 20

	Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
	oa, mm
	OV, mm
	BC=BD, mm
	F c , H
	, rad/s

Tabela 21

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
R, mm
oa, mm
F c , H
, rad/s

Tabela 22

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
OA, mm
OV, mm
BD, mm
F c , H
, rad/s

Tabela 23

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
OA, mm
e, mm
F c , H
, rad/s

Tabela 24

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
R, mm
oa, mm
r, mm
F c , H
, rad/s

Tabela 25

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
oa, mm
AB, mm
m, mm
T sa, Nm
, rad/s

Tabela 26

Vrijednost	Pretposljednja cifra šifre
oa, mm
OV, mm
F c , H
, rad/s

Redoslijed zadatka. Prvo, potrebno je izgraditi mehanizam u ekstremnim pozicijama, iu zadatim pravcima ugaone brzine ulaznog linka
i stalnu snagu F With (ili trenutak T With) korisna otpornost na radni i prazan hod.

Prilikom grafičkog određivanja linearnih i ugaonih pomaka karika, potrebno je ukloniti sa crteža:

1) za ulaznu vezu, njeni uglovi rotacije na radnom hodu i u praznom hodu X;

2) za izlaznu kariku pri njenom povratnom kretanju, linearni pomak, tj. pokret s, ili tokom njegovog povratnog rotacionog kretanja, ugao zamaha
.

Da bi se odredile zone radnog i praznog hoda za ulaznu kariku, potrebno je voditi računa o povezanosti kretanja sa prikazanim smjerom djelovanja korisnog otpora, koji bi trebao spriječiti pomicanje izlazne karike u toku radnog hoda. .

U opcijama 5 i 8, karike u gornjem paru su pozitivno zaključane, sprečavajući da se karike udaljavaju jedna od druge: u opciji 8, valjak radijusa r kotrlja u kružnom žljebu ulazne karike, prekriven vanjskim i unutrašnjim profilima žlijeba, u opciji 5 okrugli ekscentrik je pokriven okvirom izlazne karike.

UVOD

Pužni zupčanik se odnosi na zupčanike sa osovinama koje se ukrštaju.

Glavne prednosti pužnih zupčanika: mogućnost dobivanja velikih prijenosnih omjera u jednom paru, glatko uključivanje, mogućnost samokočenja. Nedostaci: relativno niska efikasnost, povećano trošenje i sklonost zahvaćanju, potreba za korištenjem skupih materijala protiv trenja za kotače.

Pužni zupčanici su skuplji i komplikovaniji od zupčanika, pa se koriste, po pravilu, kada je potrebno prenijeti kretanje između osovina koje se ukrštaju, kao i tamo gdje je potreban veliki prijenosni omjer.

Kriterij za performanse pužnih zupčanika je površinska čvrstoća zuba, koja osigurava njihovu otpornost na habanje i odsutnost lomljenja i zaglavljivanja, kao i čvrstoću na savijanje. Pod djelovanjem kratkotrajnih preopterećenja u pužnom prijenosniku, provjeravaju se zupci pužnog točka na savijanje prema maksimalnom opterećenju.

Za tijelo crva vrši se verifikacijski proračun za krutost, a također se provodi i termički proračun.

Projektovanje se izvodi u dve faze: projektovanje - iz uslova kontaktne izdržljivosti određuju se glavne dimenzije prenosnika i verifikacija - sa poznatim parametrima prenosa u uslovima njegovog rada određuju se i upoređuju naprezanja kontakta i savijanja. sa onima koje dozvoljava izdržljivost materijala.

Određene su sile koje opterećuju ležajeve i ležajevi se biraju prema njihovoj nosivosti.

KINEMATIČKI I PRORAČUN SILE

Izbor motora

Za odabir električnog motora određuju se njegova potrebna snaga i brzina.

Prema početnim projektnim podacima, potrebna snaga za izvođenje tehnološkog procesa može se naći iz formule:

P out \u003d F t V, (2.1)

gdje je P out - snaga na izlaznom vratilu pogona, W;

F t - vučna sila, N;

V je brzina kretanja radnog tijela, m/s;

P izlaz \u003d 1,5 kW.

Određivanje ukupne efikasnosti voziti

Zatim, u skladu sa kinematičkim lancem prenosa snage, ukupna efikasnost. cjelokupnog pogona izračunava se po formuli:

s ukupno = s 1 s 2 s 3 s 4 (2.2)

h ukupno = 0,80,950,980,99 = 0,74.

Dakle, na osnovu ukupne efikasnosti. postalo je jasno da bi tokom rada pogona samo 74% snage iz motora odlazilo na bubanj vitla.

Odredimo potrebnu snagu motora za normalan rad vitla:

Prihvatamo motor od 2,2 kW.

Proračun brzine rotacije osovine motora

Budući da su u ovoj fazi prijenosni omjeri pogonskih zupčanika još uvijek nepoznati i brzina osovine motora nije poznata, postaje moguće izračunati željenu brzinu osovine motora.

Za to su izvršeni sljedeći proračuni.

Određivanje brzine izlaznog vratila pogona

Prema početnim podacima, kutna brzina izlaznog vratila izračunava se po formuli:

gdje je u - ugaona brzina, s -1;

D b - prečnik bubnja, m;

v je brzina kretanja radnog tijela, m/s.

Nađimo frekvenciju rotacije, znajući ugaonu brzinu po formuli:

rpm (2.5)

Određivanje željenog omjera pogona

Iz analize kinematičkog dijagrama električnog pogona vitla može se vidjeti da njegov ukupni prijenosni omjer (u total) nastaje zbog prijenosnog omjera pužnog reduktora.

Prihvatamo u chp = 50. Odnos između frekvencija rotacije osovine motora n dv i izlaznog vratila n z određen je odnosom:

n dv = n z u ukupno, (2.6)

tada će željena brzina osovine motora biti:

n motor = 38.250 = 1910 o/min.

Prema trenutnom rasponu motora, najbliži željenoj brzini je motor sa sinhronom brzinom od 1500 o/min. S obzirom na gore navedeno, konačno prihvatamo marku motora: 90L4 / 1395. AIR serija, koja ima sljedeće karakteristike:

R dv \u003d 2,2 kW;

n motor = 1500 o/min.

Kinematički proračuni

Ukupni omjer prijenosa:

u ukupno \u003d n dv / \u003d 1500 / 38,2 \u003d 39,3.

Odredimo sve kinematičke karakteristike projektovanog pogona, koje će biti potrebne u budućnosti za detaljnu studiju prijenosa. Određivanje frekvencije i brzina rotacije. Brzine rotacije svih vratila lako je izračunati, počevši od odabrane brzine rotacije osovine elektromotora, uzimajući u obzir činjenicu da se brzina rotacije svakog sljedećeg vratila određuje kroz brzinu rotacije prethodne prema formula (2.7), uzimajući u obzir omjer prijenosa:

gdje je n (i+1) - brzina i+1 osovine, o/min;

u i -(i+1) - omjer prijenosa između i i i+1 vratila.

Trenuci na vratilima mjenjača:

T 1 = 9,5510 3 (P / n e) = 9,5510 3 (2,2 / 1500) = 14,0 Nm

T 2 = T 1 u = 14.039.3 = 550 Nm.

Pužni zupčanik je jedna od klasa mehaničkih mjenjača. Mjenjači se klasificiraju prema vrsti mehaničkog prijenosa. Šraf koji leži ispod pužnog zupčanika izgleda kao puž, otuda i naziv.

Gearmotor- ovo je jedinica koja se sastoji od mjenjača i elektromotora, koji su u jednoj jedinici. Motor sa pužnim reduktoromkreiran za rad kao elektromehanički motor u raznim mašinama opšte namene. Važno je napomenuti da ova vrsta opreme savršeno radi i pod stalnim i promjenjivim opterećenjima.

Kod pužnog mjenjača, povećanje momenta i smanjenje ugaone brzine izlaznog vratila nastaje zbog konverzije energije sadržane u velikoj ugaonoj brzini i malom obrtnom momentu na ulaznom vratilu.

Greške u proračunu i odabiru mjenjača mogu dovesti do njegovog prijevremenog kvara i, kao rezultat, u najboljem slučaju do finansijskog gubitka.

Stoga se posao na proračunu i odabiru mjenjača mora povjeriti iskusnim projektantima koji će uzeti u obzir sve faktore od položaja mjenjača u prostoru i radnih uvjeta do njegove temperature grijanja tokom rada. Potvrdivši to odgovarajućim proračunima, stručnjak će osigurati odabir optimalnog mjenjača za vašu specifičnu vožnju.

Praksa pokazuje da pravilno odabran mjenjač osigurava vijek trajanja od najmanje 7 godina za pužne mjenjače i 10-15 godina za cilindrične mjenjače.

Izbor bilo kojeg mjenjača vrši se u tri faze:

1. Izbor tipa mjenjača

2. Izbor ukupne veličine (veličine) reduktora i njegovih karakteristika.

3. Provjera proračuna

1. Izbor tipa mjenjača

1.1 Početni podaci:

Kinematički dijagram pogona, koji pokazuje sve mehanizme spojene na mjenjač, ​​njihov prostorni raspored jedan u odnosu na drugi, označavajući točke ugradnje i metode ugradnje mjenjača.

1.2 Određivanje položaja osovina mjenjača u prostoru.

spiralni mjenjači:

Osovine ulazne i izlazne osovine mjenjača paralelne su jedna s drugom i leže u samo jednoj horizontalnoj ravnini - horizontalnom mjenjaču.

Osa ulazne i izlazne osovine mjenjača paralelne su jedna s drugom i leže u samo jednoj vertikalnoj ravni - vertikalnom cilindričnom mjenjaču.

Osa ulaznog i izlaznog vratila mjenjača može biti u bilo kojem prostornom položaju, dok ove ose leže na istoj pravoj liniji (poklapaju se) - koaksijalni cilindrični ili planetarni mjenjač.

Konusno spiralni mjenjači:

Osa ulazne i izlazne osovine mjenjača su okomite jedna na drugu i leže samo u jednoj horizontalnoj ravnini.

Pužni zupčanici:

Osa ulazne i izlazne osovine mjenjača mogu biti u bilo kojem prostornom položaju, dok se međusobno križaju pod kutom od 90 stupnjeva i ne leže u istoj ravni - jednostepeni pužni mjenjač.

Osa ulazne i izlazne osovine mjenjača mogu biti u bilo kojem prostornom položaju, pri čemu su paralelne jedna s drugom i ne leže u istoj ravni, ili se međusobno ukrštaju pod uglom od 90 stepeni i ne leže u istoj ravni - dvostepeni menjač.

1.3 Određivanje načina ugradnje, položaja ugradnje i opcije montaže mjenjača.

Način pričvršćivanja mjenjača i položaj ugradnje (montaža na temelj ili na pogonsko vratilo pogonskog mehanizma) određuju se prema tehničkim karakteristikama datim u katalogu za svaki mjenjač pojedinačno.

Opcija montaže određuje se prema shemama datim u katalogu. Šeme "Opcije montaže" su date u odjeljku "Označavanje mjenjača".

1.4 Pored toga, prilikom odabira tipa mjenjača mogu se uzeti u obzir sljedeći faktori

1) Nivo buke

• najniži - za pužne zupčanike
• najviši - za cilindrične i konusne zupčanike

2) Efikasnost

• najviši - za planetarne i jednostepene cilindrične mjenjače
• najniži - kod crva, posebno dvostepenih

Poželjno je da se pužni zupčanici koriste u radu s prekidima

3) Potrošnja materijala za iste vrijednosti obrtnog momenta na vratilu male brzine

• najniži - za planetarne jednostepene

4) Dimenzije sa istim omjerima prijenosa i obrtnim momentima:

• najveći aksijalni - u koaksijalnom i planetarnom
• najveći u smjeru okomitom na osi - za cilindrične
• najmanji radijalni - do planetarnog.

5) Relativni trošak rub/(Nm) za iste središnje udaljenosti:

• najviši - u konusnom
• najniži - u planetarnom

2. Izbor ukupne veličine (veličine) reduktora i njegovih karakteristika

2.1. Početni podaci

Kinematički dijagram pogona koji sadrži sljedeće podatke:

• vrsta pogonske mašine (motor);
• potrebni obrtni moment na izlaznom vratilu T potreban, Nxm, ili potrebna snaga pogonskog sistema P, kW;
• frekvencija rotacije ulaznog vratila mjenjača n in, o/min;
• frekvencija rotacije izlaznog vratila mjenjača n out, o/min;
• priroda opterećenja (ujednačeno ili neravnomjerno, reverzibilno ili nepovratno, prisutnost i veličina preopterećenja, prisutnost udaraca, potresa, vibracija);
• potrebno trajanje rada mjenjača u satima;
• prosječan dnevni rad u satima;
• broj pokretanja po satu;
• trajanje uključivanja sa opterećenjem, PV%;
• uslovi okoline (temperatura, uslovi odvođenja toplote);
• trajanje inkluzija pod opterećenjem;
• radijalno konzolno opterećenje primijenjeno na sredini sletnog dijela krajeva izlaznog vratila F van i ulaznog vratila F unutra;

2.2. Prilikom odabira veličine mjenjača izračunavaju se sljedeći parametri:

1) Omjer prijenosa

U= n ulaz / n izlaz (1)

Najekonomičniji je rad mjenjača pri ulaznoj brzini manjoj od 1500 o/min, a u svrhu dužeg nesmetanog rada mjenjača preporučuje se korištenje brzine ulaznog vratila manjim od 900 o/min.

Omjer prijenosa se zaokružuje na najbliži broj prema tabeli 1.

U tabeli su odabrani tipovi mjenjača koji zadovoljavaju zadati prijenosni odnos.

2) Izračunati obrtni moment na izlaznom vratilu mjenjača

T calc = T potrebno x K dir, (2)

T potreban - potrebni obrtni moment na izlaznom vratilu, Nxm (početni podaci, ili formula 3)

K dir - koeficijent načina rada

Sa poznatom snagom pogonskog sistema:

T potreban \u003d (P potreban x U x 9550 x efikasnost) / n in, (3)

Potreban P - snaga pogonskog sistema, kW

n in - frekvencija rotacije ulaznog vratila mjenjača (pod uslovom da vratilo pogonskog sistema direktno prenosi rotaciju na ulazno vratilo mjenjača bez dodatnog zupčanika), o/min

U - omjer prijenosa mjenjača, formula 1

Efikasnost - efikasnost mjenjača

Koeficijent načina rada definiran je kao proizvod koeficijenata:

Za reduktore zupčanika:

K dir \u003d K 1 x K 2 x K 3 x K PV x K roar (4)

Za pužne zupčanike:

K dir \u003d K 1 x K 2 x K 3 x K PV x K rev x K h (5)

K 1 - koeficijent tipa i karakteristike pogonskog sistema, tabela 2

K 2 - koeficijent trajanja rada tabela 3

K 3 - koeficijent broja startova tabela 4

K PV - koeficijent trajanja inkluzija tabela 5

K rev - koeficijent reverzibilnosti, sa nereverzibilnim radom K rev = 1,0 sa reverznim radom K rev = 0,75

K h - koeficijent koji uzima u obzir lokaciju para crva u prostoru. Kada se puž nalazi ispod točka, K h = 1,0, kada se nalazi iznad točka, K h = 1,2. Kada se puž nalazi sa strane točka, K h = 1.1.

3) Proračunato radijalno opterećenje konzole na izlaznom vratilu mjenjača

F out izračunati = F out x K dir, (6)

F out - radijalno konzolno opterećenje primijenjeno na sredini prizemnog dijela krajeva izlaznog vratila (početni podaci), N

K dir - koeficijent načina rada (formula 4.5)

3. Parametri izabranog menjača moraju ispunjavati sledeće uslove:

1) T nom > T calc, (7)

T nominalni obrtni moment na izlaznom vratilu mjenjača, dat u ovom katalogu u tehničkim specifikacijama za svaki mjenjač, ​​Nxm

T calc - procijenjeni moment na izlaznom vratilu mjenjača (formula 2), Nxm

2) F nom > F out calc (8)

F nominalno opterećenje konzole na sredini odletnog dijela krajeva izlaznog vratila mjenjača, dato u tehničkim specifikacijama za svaki mjenjač, ​​N.

F out.calc - izračunato radijalno konzolno opterećenje na izlaznom vratilu mjenjača (formula 6), N.

3) R ulaz rač< Р терм х К т, (9)

R in.calc - procijenjena snaga elektromotora (formula 10), kW

P termin - toplinska snaga, čija je vrijednost data u tehničkim karakteristikama mjenjača, kW

K t - temperaturni koeficijent, čije su vrijednosti date u tabeli 6.

Nazivna snaga elektromotora određena je:

R in.calc \u003d (T out x n out) / (9550 x efikasnost), (10)

T out - procijenjeni obrtni moment na izlaznom vratilu mjenjača (formula 2), Nxm

n out - brzina izlaznog vratila mjenjača, o/min

Efikasnost - efikasnost menjača,

A) Za cilindrične mjenjače:

• jednostepeni - 0,99
• dvostepeni - 0,98
• trostepeni - 0,97
• četvorostepeni - 0,95

B) Za konusne zupce:

• jednostepeni - 0,98
• dvostepeni - 0,97

C) Za konusne mjenjače - kao proizvod vrijednosti kosih i cilindričnih dijelova mjenjača.

D) Za pužne mjenjače, efikasnost je data u tehničkim specifikacijama za svaki prijenosnik za svaki prijenosni odnos.

Da biste kupili pužni mjenjač, ​​saznali cijenu mjenjača, odabrali prave komponente i pomogli u pitanjima koja se javljaju tokom rada, menadžeri naše kompanije će vam pomoći.

Tabela 1

tabela 2

Vodeća mašina	Generatori, elevatori, centrifugalni kompresori, ravnomjerno opterećeni transporteri, mješalice tečnih supstanci, centrifugalne pumpe, zupčanici, puž, granasti mehanizmi, duvaljke, ventilatori, uređaji za filtriranje.	Postrojenja za prečišćavanje vode, neravnomjerno opterećeni transporteri, vitla, kablovski bubnjevi, trčanje, okretanje, podizni mehanizmi dizalica, betonske miješalice, peći, prijenosna vratila, rezači, drobilice, mlinovi, oprema za naftnu industriju.	Prese za bušenje, vibratori, pilane, sita, jednocilindrični kompresori.	Oprema za proizvodnju proizvoda od gume i plastike, mašine za mešanje i oprema za profilisani čelik.
elektromotor, parna turbina
4,6 cilindarski motori sa unutrašnjim sagorevanjem, hidraulični i pneumatski motori
1, 2, 3 cilindrični motori sa unutrašnjim sagorevanjem

Tabela 3

Tabela 4

Tabela 5

Tabela 6

hlađenje	Temperatura okoline, C o	Trajanje uključenja, PV%.
Reduktor bez autsajder hlađenje.
Reduktor sa spiralom za vodeno hlađenje.

Algoritam #1

Proračun zatvorenog zupčanika

Cilindrični zupčanik

A l g o r i t m

proračun zatvorena oprema ostruga i spiralnog

cilindrični zupčanik

Projektni zadatak mora sadržavati sljedeće informacije:

Snaga na osovini zupčanika ......... .P 1, kW;

Brzina prijenosa .............................. n 1, o/min;

Brzina kotača ................................. n 2, o/min;

(mogu se podesiti i drugi parametri, određeni od

prethodni);

reverzibilnost prijenosa;

Vijek trajanja prijenosa ................................. t d, godine;

Godišnja stopa korišćenja.... K G;

Dnevna stopa korištenja... K With;

- histogram učitavanja:

Stav 1. Priprema projektnih parametara.

1.1. Preliminarno određivanje prijenosnog omjera

Koordinate sa standardnim vrijednostima (tabela 1.1). Odaberite najbližu standardnu ​​vrijednost U.

Stvarna izlazna brzina

RPM (2)

Odstupanje od vrijednosti projektnog zadatka

(3)

1.2. Moment na osovini zupčanika

1.3. Vrijeme prijenosa

t = t g (godine)×365(dana)×24(sati)× TO g× TO s, sat. (5)

Tačka 2. Izbor materijala . Određivanje dozvoljenih napona za proračun.

2.1. Izbor materijala (tabela 1.2). Dalje predstavljanje će biti paralelno: za cilindrični zupčanik - u lijevom stupcu, za spiralni zupčanik - u desnom stupcu.

Prema odabranom materijalu i tvrdoći površine, glavni kriterij dizajna je kontaktna čvrstoća.

2.2. Dozvoljena kontaktna naprezanja zamora zupčanika.

Proračun ovih dozvoljenih napona sprečava lomljenje radnih površina od zamora tokom datog radnog veka. t.

(6)

gdje Z R- koeficijent koji uzima u obzir hrapavost površine (tabela 1.3).

Z V- koeficijent koji uzima u obzir perifernu brzinu. Za date vrijednosti brzine osovine može se preliminarno pretpostaviti u kojem intervalu se nalazi periferna brzina prijenosa (tablica 1.3).

S H- faktor sigurnosti (tabela 1.3).

ZN- faktor trajnosti

(7)

N HG- osnovni broj ciklusa

NGH = (HB) 3 £ 12×10 7 . (osam)

Za spiralni zupčanik, ako ima HB>350, preračunaj jedinice HRC u jedinicama HB(Tabela 1.4).

N HE

N HE 1 = 60x n 1× t× e H. (9)

e H- faktor ekvivalencije, koji je određen histogramom opterećenja

, (10)

gdje Tmax- najveći od dugoglumačkih trenutaka. U našem slučaju, ovo će biti trenutak T, efektivno t 1 dio ukupnog vremena rada t; onda je q 1 =1.

T i- svaki sljedeći korak opterećenja koji djeluje tokom vremena t i =t i × t. Prva faza histograma, jednaka po opterećenju T vrh = q vrh × T, se ne uzima u obzir prilikom izračunavanja broja ciklusa. Ovo opterećenje sa malim brojem ciklusa ima efekat očvršćavanja na površini. Koristi se za ispitivanje statičke čvrstoće.

m- stepen krive zamora, jednak 6. Dakle,

Koeficijent ekvivalencije pokazuje da je trenutak T radi tokom e H×t vrijeme, ima isti učinak zamora kao i stvarno opterećenje koje odgovara histogramu opterećenja tokom vremena t.

s Hlim- granica kontaktne izdržljivosti zupčanika kada se dostigne osnovni broj ciklusa N HG(Tabela 1.5).

Nazivna dozvoljena kontaktna naprezanja za prijenos

Tačka 3. Izbor projektnih koeficijenata.

3.1 Izbor faktora opterećenja. Faktor opterećenja za preliminarne proračune se bira iz intervala

K H = 1,3...1,5. (šesnaest)

Ako su u izračunatom zupčaniku zupčanici smješteni simetrično u odnosu na oslonce, KH odabrano bliže donjoj granici. Za spiralne zupčanike KH manje se uzima zbog veće uglađenosti rada i, posljedično, manjeg dinamičkog opterećenja.

3.2. Izbor koeficijenta širine zupčanika (tabela 1.6). Za zupčanike se preporučuje:

- za višestepene y a = 0,315 ... 0,4;

- za jednostepene y a = 0,4 ... 0,5;

gornja granica je odabrana za spiralne zupčanike;

- za ševronske zupčanike y a = 0,630 ... 1,25.

Stavka 4. Proračun transfernog dizajna.

4.1. Određivanje udaljenosti centra.

Za zatvoreni zupčanik, ako oba ili barem jedan od kotača imaju tvrdoću manju od 350 jedinica, proračunski proračun se provodi za čvrstoću kontakta na zamor kako bi se spriječilo lomljenje tokom datog vijeka trajanja t.

, mm. (17)

Evo T 1 - moment na osovini zupčanici u Nm.

Numerički koeficijent:

Ka = 450;

Ka= 410.

Izračunata središnja udaljenost uzima se kao najbliži standard prema tabeli 1.7.

4.2. Odabir normalnog modula. Za zupčanike HB£350 za najmanje jedan kotač preporučuje se da odaberete normalan modul iz sljedećeg omjera

. (18)

Napišite sve standardne vrijednosti normalnog modula (tabela 1.8) uključene u interval (18) .

Kao prvu aproksimaciju, treba težiti odabiru minimalnog modula, međutim, za prijenose snage, modul manji od 1,25 mm se ne preporučuje. Prilikom odabira modula za celasti zupčanik, kako bi se izbjegle modifikacije zupčanika, potrebno je da ukupan broj zubaca

ispostavilo se da je cijeli broj. Onda

Ako se razlomak broj zaokružuje na cijeli broj i broj zubaca točka

4.3. Za spiralni prenos broja zuba

Broj zuba treba zaokružiti na najbliži cijeli broj.

4.5. Prečnici nagiba

Izračunajte prečnike do treće decimale.

Provjeri

Za nemodifikovani prenos i modifikacije na velikoj nadmorskoj visini moraju biti tačne do tri decimale.

4.6. Prečnici papučica

4.7. Prečnici šupljina

(26)

4.8. Procijenjena širina kotača

Kod podijeljenog zupčanika, širina svakog točka podijeljenog para je

U ševronskom zupčaniku puna širina kotača

gdje C- širina srednjeg utora za izlaz alata, bira se iz tabele 1.16. Prečnik žleba manji je od prečnika šupljine za 0,5× m.

4.9. Krajnji stepen preklapanja

. (31)

4.10. Periferna brzina

Ako se brzina razlikuje od one koja je provizorno usvojena u stavu 2.2 prilikom određivanja koeficijenta K V, trebali biste se vratiti na tačku 2.2 i pojasniti dozvoljena naprezanja.

Prema obodnoj brzini odaberite stepen točnosti prenosa (tabela 1.9). Za zupčanike opšte tehnike pri brzinama ne većim od 6 m / s za cilindrične zupčanike i ne većim od 10 m / s za spiralne zupčanike, odabire se 8. stepen tačnosti. Zupčanik se može obraditi do 7. stepena tačnosti, a nakon površinskog očvršćavanja HDTV-a, nastale deformacije će preneti parametre zupčanika na 8. stepen tačnosti.

tačka 5. Provjerite kalkulacije.

5.1. Za verifikacione proračune i za kontaktnu i za savojnu čvrstoću određujemo faktore opterećenja.

. (33)

. (34)

KHV i KFV- koeficijenti unutrašnjeg dinamičkog opterećenja. Odabrani su iz tabele 1.10. Ako je vrijednost brzine unutar intervala raspona, koeficijent se izračunava interpolacijom.

KH b i KFb- koeficijenti koncentracije opterećenja (neravnomjerna raspodjela opterećenja duž dužine kontaktnih linija). Njihove vrijednosti se biraju iz tabele 1.11 interpolacijom.

K H a i K F a- koeficijenti raspodjele opterećenja između zuba. Odabrano iz tabele 1.12 interpolacijom.

5.2. Ispitivanje napona kontakta

. (35)

Z E - materijalni koeficijent. Za čelik

Z E = 190.

Z e - koeficijent za uzimanje u obzir ukupne dužine kontaktnih vodova

Spurs; (36)

Helical; (37)

Z H je faktor oblika spojnih površina. Odabrano iz tabele 1.13 interpolacijom.

F t- obimna sila

Devijacija

. (39)

Znak (+) označava podopterećenje, znak (-) označava preopterećenje.

PREPORUKE

I podopterećenje i preopterećenje nisu dozvoljene više od 5%.

Ako Ds H prelazi ±20%, tada za mjenjač sa standardnim parametrima treba promijeniti središnji razmak a W i vratimo se na tačku 4.2.

Ako Ds H prelazi ±12%:

U slučaju podopterećenja - smanjiti y a i vratiti se na tačku 4.8.

U slučaju preopterećenja - povećajte y a , ne prelazeći preporučene vrijednosti za ovu vrstu prijenosa i vratite se na paragraf 4.8. Možete promijeniti tvrdoću površine zuba unutar preporučenih granica i vratiti se na korak 2.

Ako Ds Hće biti manji od 12%, moguće je ispraviti dozvoljena naprezanja termičkom obradom i vratiti se na tačku 2.

5.3. Test savijanja.

5.3.1. Dozvoljena naprezanja savijanja

. (40)

Testiranje na ova naprezanja sprečava pucanje od zamora u korenu zuba tokom datog radnog veka. t a samim tim i karijes.

Y R- koeficijent hrapavosti prelazne krive (tablica 1.14).

Y X- faktor skale (tabela 1.14).

Y d je koeficijent osjetljivosti materijala na koncentraciju naprezanja (tablica 1.14).

Y A- faktor reverzibilnosti opterećenja (tabela 1.14).

Y N- koeficijent trajnosti. Izračunava se posebno za zupčanik i točak

N FG- osnovni broj ciklusa. Za čelične zube

N FG= 4×10 6 . (42)

m- stepen krive zamora. U prethodnoj i narednim formulama za izračunavanje čvrstoće na savijanje na zamor:

Za kaljene čelike

za kaljene čelike

NFE 1 - ekvivalentni broj ciklusa zupčanika

NFE 1 = 60x n 1× t× eF. (43)

eF- omjer ekvivalencije

. (44)

U skladu sa histogramom opterećenja, kao u proračunu za snagu kontakta,

Ekvivalentni broj ciklusa kotača

S F ands flim- faktor sigurnosti i granica izdržljivosti zuba odabrani su iz tabele 1.15.

5.3.2. Radna naprezanja savijanja. Određeno posebno za zupčanik i točak

. (47)

YFS- faktor oblika zuba

. (48)

X- faktor pomaka alata.

Z V- ekvivalentni broj zuba

Y e - koeficijent koji uzima u obzir preklapanje zuba u mreži

Y b - koeficijent ugla nagiba zuba

. (53)

Ako Y b ispostavilo se da je manji od 0,7, treba ga uzeti

Y b = 0,7

Radni naponi se određuju za svaki zupčanik ili za onaj sa manjim omjerom

Stvarna čvrstoća pri savijanju

Vrijednost sigurnosnog faktora zamora pri savijanju pokazuje stepen pouzdanosti u odnosu na vjerovatnoću loma zuba. Što je ovaj koeficijent veći, to je manja vjerovatnoća kvara zuba zbog zamora.

5.4. Testirajte statičku čvrstoću kontakta.

. (56)

Tmax=

[s] Hmax- dozvoljena statička kontaktna naprezanja.

Za poboljšane zube

. (57)

Ova dozvoljena naprezanja sprečavaju plastičnu deformaciju površinskih slojeva zuba.

Granica tečenja s T može se odabrati iz tabele 1.2.

Za površinski kaljene zube, uključujući kaljeni HDTV

. (58)

Ova dozvoljena naprezanja sprečavaju pucanje površinskih slojeva zuba.

5.5. Provjera statičke čvrstoće na savijanje. Provjera se vrši za zupčanik i točak

. (59)

Dozvoljena statička naprezanja savijanja. Za poboljšane i površinski očvršćene zube

. (60)

Provjera ovih dozvoljenih naprezanja sprječava trenutni lom zubaca kada je zupčanik preopterećen.

Tabela 1.1

Tabela 1.2

Kvalitet čelika	Termičku obradu	Veličina presjeka, mm, ne više	Površinska tvrdoća HB ili HRC	Vlačna čvrstoća s b , MPa	Granica tečenja s T, MPa
	Poboljšanje		HB 192...228
	Poboljšanje normalizacije		HB 170...217 HB 192...217
	Poboljšanje normalizacije		HB 179...228 HB 228...255	...800
40X	Poboljšanje Poboljšanje Poboljšanje	100...300 300...500	HB 230...280 HB 163...269 HB 163...269
40HN	Enhance Enhance Temper	100...300	HB 230...300 HB³241 HRC 48...54
20X	Cementiranje		HRC 56...63
12HN3A	Cementiranje		HRC 56...63
38HMYUA	Nitriranje	-	HRC 57...67

Bilješka. Veličina presjeka znači polumjer obratka osovine zupčanika ili debljinu naplatka kotača.

Tabela 1.3

Tabela 1.4

HRC
HB

Tabela 1.5

Tabela 1.6

Tabela 1.8

Tabela 1.9

Tabela 1.10

Stepen tačnosti	Tvrdoća površine zuba	Vrsta prijenosa	KHV	KFV
Periferna brzina V, gospođa
	HB 1 i HB 2 >350	ravno	1,02	1,12	1,25	1,37	1,5	1,02	1,12	1,25	1,37	1,5
scythe	1,01	1,05	1,10	1,15	1,20	1,01	1,05	1,10	1,15	1,20
HB 1 ili HB 2 £350	ravno	1,04	1,20	1.40	1,60	1,80	1,08	1,40	1,80	-	-
scythe	1,02	1,08	1,16	1,24	1,32	1,03	1,16	1,32	1,48	1,64
	HB 1 i HB 2 >350	ravno	1,03	1,15	1,30	1,45	1,60	1,03	1,15	1,30	1,45	1,60
scythe	1,01	1,06	1,12	1,18	1,24	1,01	1,06	1,12	1,18	1,24
HB 1 ili HB 2 £350	ravno	1,05	1,24	1,48	1,72	1,96	1,10	1,48	1,96	-	-
scythe	1,02	1,10	1,19	1,29	1,38	1,04	1,19	1,38	1,57	1,77
	HB 1 i HB 2 >350	ravno	1,03	1,17	1,35	1,52	1,70	1,03	1,17	1,35	1,52	1,70
scythe	1,01	1,07	1,14	1,21	1,28	1,01	1,07	1,14	1,21	1,28
HB 1 ili HB 2 £350	ravno	1,06	1,28	1,56	1,84	-	1,11	1,56	-	-	-
scythe	1,02	1,11	1,22	1,34	1,45	1,04	1,22	1,45	1,67	-

Tabela 1.11

Koeficijent KH b at HB 1 £350 ili HB 2 £350
Dizajn mjenjača	Koeficijent y d = bW/d 1
0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6	1,8	2,0
Konzolni zupčanik na kugličnim ležajevima	1,09	1,19	1,3	-	-	-	-	-	-	-
Konzolni zupčanik na valjkastim ležajevima	1,07	1,13	1,20	1,27	-	-	-	-	-	-
Brzi par dvostepenog mjenjača rasklopljene šeme	1,03	1,06	1,08	1,12	1,16	1,20	1,24	1,29	-	-
Dvostepeni koaksijalni mjenjač za male brzine	1,02	1,03	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,24	1,30
Par male brzine dvostepenog mjenjača proširene i koaksijalne sheme	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,25
Jednostepeni cilindrični mjenjač	1,01	1,02	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,14	1,18
Niskobrzi par dvostepenog menjača sa razmaknutim stepenom velike brzine	1,01	1,02	1,02	1,02	1,03	1,04	1,05	1,07	1,08	1,12
Koeficijent KFb=(0,8...0,85)× KH b³1

Tabela 1.12

Tabela 1.14

Koeficijent	Naziv koeficijenta	Vrijednost koeficijenta
Y R	Spiralni koeficijent hrapavosti	Glodanje i brušenje zupčanika Y R=1. Poliranje Y R=1,05...1,20. Više vrijednosti za poboljšanje i učvršćivanje HDTV-a.
Y X	Faktor veličine (faktor veličine)	Čelik: toplinska obrada na veliko Y X=1,03 - 0,006× m; £0,85 Y X£1. Površinsko stvrdnjavanje, nitriranje Y X=1,05 - 0,005× m; £0,8 Y X£1. Lijevano željezo sa sferoidnim grafitom Y X=1,03 - 0,006× m; £0,85 Y X£1. Sivi liv Y X=1,075 - 0,01× m;0,7£ Y X£1.
Y d	Koeficijent osjetljivosti materijala na koncentraciju naprezanja	Y d = 1,082 - 0,172× lgm.
Nastavak tabele 1.14
Y A	Faktor reverzibilnosti	Za nereverzibilni rad Y A=1. U obrnutom pogonu sa jednakim uvjetima opterećenja u oba smjera: za normalizirani i kaljeni čelik Y A=0,65; za kaljeni čelik Y A=0,75; za nitrirani čelik Y A=0,9.

Tabela 1.15

Termičku obradu	Površinska tvrdoća	Razredi čelika	s flim, MPa	S F sa vjerovatnoćom neuništenja
				normalno	povećana
Normalizacija, poboljšanje	180...350 HB	40.45,40X, 40XN, 35XM	1,75×( HB)	1,7	2,2
Bulk otvrdnjavanje	45...55 HRC	40H,40HN, 40HFA	500...550	1.7	2,2
HDTV očvršćavanje	48...52 HRC	40X,35XM, 40XN	500...600	1,7	2,2
HDTV površinsko očvršćavanje	48...52 HRC	40X,35XM, 40XN	600...700	1,7	2,2
Nitriranje	57...67 HRC	38HMYUA	590...780	1,7	2,2
Cementiranje	56...63 HRC	12HN3A	750...800	1,65...1,7	2...2,2

Tabela 1.16

Modul	Ugao spirale b 0	Modul	Ugao zupca b 0
m, mm				m, mm
	Širina žlijeba C, mm		Širina žlijeba C, mm
2,5
3,0
3,5

Potrebna snaga pogona određena je formulom:

gdje T 2 – moment na izlaznom vratilu (Nm);

n 2 - frekvencija rotacije izlaznog vratila (o/min).

Određivanje potrebne snage elektromotora.

Potrebna snaga motora određena je formulom

gdje η mjenjač- efikasnost mjenjača;

Prema kinematičkoj šemi datog pogona, efikasnost mjenjača određena je ovisnošću:

η mjenjač = η angažman η 2 ležajevi η spojnice ,

gdje η angažman– efikasnost prenosa; prihvatiti η angažman = 0,97 ;

η ležajevi– efikasnost para kotrljajućih ležajeva; prihvatiti η ležajevi = 0,99 ;

η spojnice– efikasnost kvačila; prihvatiti η spojnice = 0,98 .

1.3. Određivanje frekvencije rotacije vratila motora.

Određujemo raspon brzina u kojem se može locirati sinhrona brzina elektromotora po formuli:

n With = un 2 ,

gdje u- prijenosni odnos stepena; odabiremo raspon prijenosnih odnosa, koji se preporučuje za jedan stupanj cilindričnog zupčanika u rasponu od 2 - 5.

na primjer: n With = un 2 = (2 - 5)200 = 400 - 1000 o/min.

1.4. Izbor motora.

Prema potrebnoj snazi ​​elektromotora R kontra.(s obzirom na to R el.dv. ≥ R kontra.) i sinhroni broj okretaja vratila n With odaberite elektromotor:

serija…..

moć R= ……kW

sinhrona brzina n With= …..rpm

asinhrona brzina n 1 = …..r/min.

Rice. 1. Skica elektromotora.

1.5. Određivanje prijenosnog omjera mjenjača.

Prema izračunatoj vrijednosti prijenosnog omjera, biramo standardnu ​​vrijednost, uzimajući u obzir grešku, iz niza prijenosnih odnosa. Prihvati u Art. = ….. .

1.6. Određivanje, brzine i momenti na vratilima mjenjača.

Brzina ulaznog vratila n 1 = ….. o/min.

Brzina izlaznog vratila n 2 = ….. o/min.

Moment na točku izlaznog vratila:

Moment na zupčaniku ulaznog vratila:

2. PRORAČUN ZATVORENOG ZUPČANIKA.

2.1. Proračun dizajna.

1. Izbor materijala kotača.

na primjer:

Gear Wheel

HB = 269…302 HB = 235…262

HB 1 = 285 HB 2 = 250

2. Određujemo dozvoljene naponske kontakte za zupce zupčanika i kotače :

gdje  H lim - granica izdržljivosti dodirne površine zuba, koja odgovara osnovnom broju ciklusa naizmjeničnih naprezanja; određuje se ovisno o tvrdoći površine zuba ili se postavlja numerička vrijednost;

na primjer:  H lim = 2HB+70.

S H– faktor sigurnosti; za zupčanike sa ujednačenom strukturom materijala i tvrdoćom površine zuba HB 350 preporučeno S H = 1,1 ;

Z N– koeficijent trajnosti; za zupčanike tokom dugotrajnog rada sa režimom konstantnog opterećenja, preporučuje se Z N = 1 .

Konačno, kao dopušteno kontaktno naprezanje uzima se manja od dvije vrijednosti dopuštenih kontaktnih naprezanja točka i zupčanika [  H] 2 i [  H ] 1:[ H ] = [ H ] 2 .

3. Odrediti središnji razmak iz uslova kontaktne izdržljivosti aktivnih površina zuba .

gdje E itd- smanjeni modul elastičnosti materijala kotača; za čelične felne mogu se prihvatiti E itd= 210 5 MPa;

 ba- koeficijent širine točka u odnosu na središnji razmak; za točkove koji se nalaze simetrično u odnosu na nosače, preporučuje se ψ ba = 0,2 – 0,4 ;

TO H  je faktor koncentracije opterećenja u proračunima za kontaktna naprezanja.

Za određivanje koeficijenta TO H  potrebno je odrediti odnos relativne širine zupčanika u odnosu na prečnik ψ bd : ψ bd = 0,5ψ ba (u1)=….. .

Prema grafikonu na slici ... .. uzimajući u obzir lokaciju zupčanika u odnosu na nosače, sa tvrdoćom HB 350, prema vrijednosti koeficijenta ψ bd mi nalazimo: TO H  = ….. .

Izračunavamo središnju udaljenost:

na primjer:

Za mjenjače, središnji razmak se zaokružuje prema nizu standardnih središnjih razmaka ili nizu Ra 40 .

Dodijeli a W= 120 mm.

4. Odredite modul prijenosa.

m = (0,01 – 0,02)a W= (0,01 - 0,02)120 = 1,2 - 2,4 mm.

Za određeni broj modula iz dobijenog intervala dodjeljujemo standardnu ​​vrijednost modula: m= 2 mm.

5. Odredite broj zubaca zupčanika i točkova.

Ukupan broj zuba zupčanika i točka određuje se iz formule: a W = m(z 1 +z 2 )/2;

odavde z   = 2a W /m= …..; prihvatiti z  = ….. .

Broj zubaca zupca: z  1 = z  /(u1) = …..

Za uklanjanje potkopanih zuba z 1 ≥ z min ; za podsticanje angažovanja z min = 17 . Prihvati z 1 = ….. .

Broj zubaca kotača: z 2 = z  - z 1 = .. Preporučeno z 2  100 .

6. Određujemo omjer prijenosa.

Stvarni omjer prijenosa određujemo po formuli:

Greška u vrijednosti stvarnog omjera prijenosa iz izračunate vrijednosti:

Uslov tačnosti dizajna je ispunjen.

Za omjer prijenosa mjenjača uzimamo u činjenica = ….. .

7. Određujemo glavne geometrijske dimenzije zupčanika i točka.

Za točkove koji se seku bez pomaka alata:

prečnike krugova

d W = d

ugao zahvata i ugao profila

α W = α = 20º

prečnika koraka

d 1 = z 1 m

d 2 = z 2 m

prečnik vrhova zuba

d a1 = d 1 +2 m

d a2 = d 2 +2 m

prečnici šupljina

d f 1 = d 1 –2,5 m

d f 2 = d 2 –2,5 m

visina zuba

h = 2,25 m

širina zupčanika

b w = ψ ba a W

širina zupčanika i kotača

b 2 = b w

b 1 = b 2 + (3 - 5) = ..... . Prihvati b 1 = ….. mm.

provjerite vrijednost središnje udaljenosti

a w = 0,5  (d 1 + d 2 )