Primjer 1

Odredite omjer prijenosa zupčanika (slika 19), broj okretaja gonjene osovine i ukupni koeficijent učinka (učinkovitosti), ako je broj zuba 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 okretaja ulaznog vratila n 1 =1600 o/min.

Odluka

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

Ukupni omjer prijenosa višestupanjskog prijenosa jednak je umnošku prijenosnih omjera svakog stupnja koji tvore ovaj zupčani mehanizam. Za ovaj slučaj

.

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

Broj okretaja gonjene osovine određuje se kroz prijenosni omjer
o/min

Ukupna učinkovitost mehanizma zupčanika jednaka je

gdje se numeričke vrijednosti uzimaju prema uvjetu zadatka T1.

Primjer 2

Ovdje
,
,
- prijenosni omjeri pretvorenog mehanizma (nosač H zaustavljen i fiksni kotač se okreće z 3 ). Rezultirajući omjer prijenosa sa znakom "+" označava podudarnost smjera vrtnje pogonske i pogonske osovine.

Primjer 3

Odluka

Kao u primjeru 2, ovaj mehanizam se odnosi na jednostupanjski planetarni zupčanik i prijenosni omjer iz nosača H na kotač z 1 određena je relacijom

Primjer 4

Odluka

Složeni zupčanik sastoji se od dva stupnja: prvi stupanj je jednostavan cilindrični par s vanjskim zupčanikom z 1 -z 2, drugi stupanj je planetarni zupčanik N-z 5 , prenoseći rotacijsko gibanje s nosača H na kotač z 5 putem satelita z 4 . Smjer vrtnje izlazne osovine određen je algebarskim predznakom.

1. Za dvostupanjski prijenos, ukupni omjer prijenosa nalazi se kroz prijenosne omjere svakog stupnja, t.j.

.

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

2. Odredite kutnu brzinu izlazne veze i njegovo kutno ubrzanje

rad/s,

rad/s 2 .

3. Budući da je rotacija kotača ubrzana (prihvaćamo ravnomjerno ubrzanu), tada vrijeme za koje će se kutne brzine udvostručiti određujemo iz ovisnosti

,

gdje i - kutne brzine na početku i na kraju razmatranog vremenskog razdoblja
. Odavde

s.

4. Odredite ukupnu učinkovitost prijenosa

Zadatak T2

Izlazna karika mehanizma prikazanog na dijagramima (sl. 23–32) vrši povratno (ili povratno) kretanje i opterećuje se na radni hod stalnom silom F c (ili trenutak T s) korisni otpor. U praznom hodu, s obrnutim smjerom kretanja izlazne veze, nema korisnog otpora, ali štetni nastavljaju djelovati. Uzimajući u obzir učinak trenja u kinematičkim parovima, u smislu učinkovitosti 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) promjena kinetičke energije mehanizma tijekom radnog hoda i u praznom hodu;

4) snaga potrebna od pogona kada se ulazna veza rotira prosječnom brzinom i prosječnu (za cijeli okret) snagu korisnih sila otpora i trenja.

Rješenje ovog problema temelji se na jednadžbi gibanja mehanizma, koja uspostavlja odnos između promjene kinetičke energije i rada sila (zakon kinetičke energije). Rad sila i momenata određen je, odnosno, linearnim ili kutnim pomacima karika na koje djeluju. U tom smislu potrebno je odrediti položaje mehanizma na krajnjim položajima izlazne veze. Pomaci karika, linearni i kutni, mogu se odrediti iz crteža izrađenog u mjerilu ili izračunati analitički. Dimenzije karika, prema njihovim oznakama na dijagramu mehanizma, i druge potrebne vrijednosti dane su u tablicama brojčanih podataka, gdje je faktor učinkovitosti, au opciji 9 m- modul letve i zupčanika, z - broj zubaca kotača.

Tablica 17

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
OA, mm
OS, mm
Sunce, mm
AB, mm
T s , Nm
, rad/s

Tablica 18

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
oa, mm
AB, mm
F c , H
, rad/s

Tablica 19

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
OA, mm
OV, mm
T s , Nm
, rad/s

Tablica 20

	Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
	oa, mm
	OV, mm
	BC=BD, mm
	F c , H
	, rad/s

Tablica 21

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
R, mm
oa, mm
F c , H
, rad/s

Tablica 22

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
OA, mm
OV, mm
BD, mm
F c , H
, rad/s

Tablica 23

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
OA, mm
e, mm
F c , H
, rad/s

Tablica 24

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
R, mm
oa, mm
r, mm
F c , H
, rad/s

Tablica 25

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
oa, mm
AB, mm
m, mm
T s, Nm
, rad/s

Tablica 26

Vrijednost	Predzadnja znamenka šifre
oa, mm
OV, mm
F c , H
, rad/s

Redoslijed zadatka. Prvo, potrebno je izgraditi mehanizam u ekstremnim položajima, te u zadanim smjerovima kutne brzine ulazne veze
i stalnu snagu F s (ili trenutak T s) korisna otpornost na podešene radne i hodove u praznom hodu.

Prilikom grafičkog određivanja linearnih i kutnih pomaka karika, potrebno je ukloniti s crteža:

1) za ulaznu vezu, njezini kutovi rotacije na radnom hodu i u praznom hodu X;

2) za izlaznu kariku tijekom njenog povratnog gibanja, linearni pomak, t.j. potez s, ili tijekom njegovog povratnog rotacijskog kretanja, kut zamaha
.

Da bi se odredile zone radnog i praznog hoda za ulaznu kariku, potrebno je uzeti u obzir povezanost kretanja s prikazanim smjerom djelovanja korisnog otpora, koji bi trebao spriječiti pomicanje izlazne karike tijekom radnog hoda. .

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

UVOD

Pužni prijenos odnosi se na zupčanike s osovinama koje se sijeku.

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

Pužni zupčanici su skuplji i kompliciraniji od zupčanika, pa se koriste u pravilu kada je potrebno prenijeti gibanje između osovina koje se sijeku, a također i tamo gdje je potreban veliki prijenosni omjer.

Kriterij za izvedbu pužnih zupčanika je površinska čvrstoća zuba, što 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 kotača na savijanje prema maksimalnom opterećenju.

Za tijelo crva provodi se verifikacijski izračun krutosti, a provodi se i toplinski proračun.

Projektiranje se izvodi u dvije faze: projektiranje - iz uvjeta kontaktne izdržljivosti određuju se glavne dimenzije prijenosa i provjera - s poznatim parametrima prijenosa u uvjetima njegovog rada određuju se i uspoređuju naprezanja na dodir i savijanje. s onima koje dopušta izdržljivost materijala.

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

KINEMATIČKI I PRORAČUN SILE

Izbor motora

Za odabir elektromotora određuju se njegova potrebna snaga i brzina.

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

P izlaz \u003d F t V, (2.1)

gdje je P out - snaga na izlaznoj osovini pogona, W;

F t - vučna sila, N;

V je brzina kretanja radnog tijela, m/s;

P izlaz \u003d 1,5 kW.

Određivanje ukupne učinkovitosti voziti

Zatim, u skladu s kinematičkim lancem prijenosa snage, ukupna učinkovitost. cijelog 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 temelju ukupne učinkovitosti. postalo je jasno da bi tijekom rada pogona samo 74% snage iz motora odlazilo na bubanj vitla.

Odredimo potrebnu snagu motora za normalan rad vitla:

Prihvaćamo motor od 2,2 kW.

Proračun brzine vrtnje osovine motora

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

Za to su provedeni sljedeći izračuni.

Određivanje brzine izlaznog vratila pogona

Prema početnim podacima, kutna brzina izlazne osovine izračunava se po formuli:

gdje je u - kutna brzina, s -1;

D b - promjer bubnja, m;

v je brzina kretanja radnog tijela, m/s.

Nađimo frekvenciju rotacije, znajući kutnu brzinu po formuli:

o/min (2,5)

Određivanje željenog pogonskog omjera

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

Prihvaćamo 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 sinkronom brzinom od 1500 o/min. S obzirom na gore navedeno, konačno prihvaćamo 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 projektiranog pogona, koje će biti potrebne u budućnosti za detaljnu studiju prijenosa. Određivanje frekvencije i brzina vrtnje. Lako je izračunati brzine vrtnje svih osovina, počevši od odabrane brzine vrtnje osovine elektromotora, uzimajući u obzir činjenicu da se brzina vrtnje svake sljedeće osovine određuje kroz brzinu vrtnje prethodne prema formule (2.7), uzimajući u obzir omjer prijenosa:

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

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

Trenuci na osovinama mjenjača:

T 1 = 9,5510 3 (P / n e) \u003d 9,5510 3 (2,2 / 1500) = 14,0 Nm

T 2 \u003d T 1 u \u003d 14.039.3 = 550 Nm.

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

Motor s reduktorom- ovo je jedinica koja se sastoji od mjenjača i elektromotora, koji su u jednoj jedinici. Motor s pužnim reduktoromstvorio kako bi radio kao elektromehanički motor u raznim strojevima opće namjene. Važno je napomenuti da ova vrsta opreme savršeno radi i pod stalnim i promjenjivim opterećenjima.

U pužnom mjenjaču povećanje zakretnog momenta i smanjenje kutne brzine izlazne osovine nastaje zbog pretvorbe energije sadržane u velikoj kutnoj brzini i malom zakretnom momentu na ulaznoj osovini.

Pogreške u proračunu i odabiru mjenjača mogu dovesti do njegovog preranog kvara i, kao rezultat, u najboljem slučaju do financijskog gubitka.

Stoga se rad na proračunu i odabiru mjenjača mora povjeriti iskusnim projektantima koji će uzeti u obzir sve čimbenike od položaja mjenjača u prostoru i radnih uvjeta do njegove temperature zagrijavanja tijekom rada. Potvrdivši to odgovarajućim izračunima, stručnjak će osigurati odabir optimalnog mjenjača za vaš specifični pogon.

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

Izbor bilo kojeg mjenjača provodi se u tri faze:

1. Odabir tipa mjenjača

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

3. Provjera izračuna

1. Odabir 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 osi vratila mjenjača u prostoru.

spiralni mjenjači:

Osi ulazne i izlazne osovine mjenjača paralelne su jedna s drugom i leže u samo jednoj vodoravnoj ravnini - vodoravnom mjenjaču.

Osi ulazne i izlazne osovine mjenjača paralelne su jedna s drugom i leže u samo jednoj okomitoj ravnini - vertikalnom mjenjaču.

Os ulazne i izlazne osovine mjenjača može biti u bilo kojem prostornom položaju, dok te osi leže na istoj ravnoj liniji (poklapaju se) - koaksijalni cilindrični ili planetarni mjenjač.

Konusni mjenjači:

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

Pužni zupčanici:

Os ulazne i izlazne osovine mjenjača može biti u bilo kojem prostornom položaju, dok se međusobno križaju pod kutom od 90 stupnjeva i ne leže u istoj ravnini - jednostupanjski pužni mjenjač.

Os ulazne i izlazne osovine mjenjača može biti u bilo kojem prostornom položaju, pri čemu su međusobno paralelne i ne leže u istoj ravni, ili se međusobno križaju pod kutom od 90 stupnjeva i ne leže u istoj ravnini - dvostupanjski mjenjač.

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

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

Opcija montaže određena je prema shemama danim u katalogu. Sheme "Opcije montaže" dane su u odjeljku "Označavanje mjenjača".

1.4 Osim toga, sljedeći čimbenici mogu se uzeti u obzir pri odabiru tipa mjenjača

1) Razina buke

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

2) Učinkovitost

• najviši - za planetarne i jednostupanjske čelne mjenjače
• najniži - u crv, osobito dvostupanjski

Poželjno je da se pužni prijenosnici koriste u radu s prekidima

3) Potrošnja materijala za iste vrijednosti momenta na osovini male brzine

• najniži - za planetarne jednostupanjske

4) Dimenzije s istim omjerima prijenosa i zakretnim 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. Odabir ukupne veličine (veličine) reduktora i njegovih karakteristika

2.1. Početni podaci

Kinematički dijagram pogona koji sadrži sljedeće podatke:

• vrsta pogonskog stroja (motor);
• potrebni zakretni moment na izlaznom vratilu T potreban, Nxm, ili potrebna snaga pogonskog sustava P, kW;
• frekvencija vrtnje ulaznog vratila mjenjača n in, o/min;
• frekvencija vrtnje izlazne osovine mjenjača n van, o/min;
• priroda opterećenja (jednoliko 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 s opterećenjem, PV%;
• uvjeti okoline (temperatura, uvjeti odvođenja topline);
• trajanje inkluzija pod opterećenjem;
• radijalno konzolno opterećenje primijenjeno na sredini prizemnog dijela krajeva izlazne osovine F van i ulazne osovine 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 duljeg nesmetanog rada mjenjača preporuča se korištenje brzine ulaznog vratila manjim od 900 o/min.

Prijenosni omjer se zaokružuje na najbliži broj prema tablici 1.

U tablici su odabrani tipovi mjenjača koji zadovoljavaju zadani prijenosni omjer.

2) Izračunati zakretni moment na izlaznom vratilu mjenjača

T izračun = T potrebno x K dir, (2)

T potreban - potrebni zakretni moment na izlaznoj osovini, Nxm (početni podaci, ili formula 3)

K dir - koeficijent načina rada

S poznatom snagom pogonskog sustava:

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

Potreban P - snaga pogonskog sustava, kW

n in - frekvencija rotacije ulaznog vratila mjenjača (pod uvjetom da osovina pogonskog sustava izravno prenosi rotaciju na ulaznu osovinu mjenjača bez dodatnog zupčanika), o/min

U - prijenosni omjer mjenjača, formula 1

Učinkovitost - učinkovitost mjenjača

Koeficijent načina rada definiran je kao umnožak koeficijenata:

Za reduktore zupčanika:

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

Za pužne prijenosnike:

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

K 1 - koeficijent vrste i karakteristike pogonskog sustava, tablica 2

K 2 - koeficijent trajanja radnog stola 3

K 3 - koeficijent broja startova tablica 4

K PV - koeficijent trajanja inkluzija tablica 5

K rev - koeficijent reverzibilnosti, s nepovratnim radom K rev = 1,0 s reverznim radom K rev = 0,75

K h - koeficijent koji uzima u obzir položaj para crva u prostoru. Kada se puž nalazi ispod kotača, K h = 1,0, kada se nalazi iznad kotača, K h = 1,2. Kada se puž nalazi sa strane kotača, K h \u003d 1.1.

3) Izračunato radijalno opterećenje konzole na izlaznom vratilu mjenjača

F out. izračunato = F out x K dir, (6)

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

K dir - koeficijent načina rada (formula 4.5)

3. Parametri odabranog mjenjača moraju ispunjavati sljedeće uvjete:

1) T nom > T izrač., (7)

T nazivni moment na izlaznoj osovini mjenjača, dat u ovom katalogu u tehničkim specifikacijama za svaki mjenjač, ​​Nxm

T calc - procijenjeni moment na izlaznoj osovini mjenjača (formula 2), Nxm

2) F nom > F out calc (8)

F nazivno opterećenje konzole na sredini podestnog dijela krajeva izlaznog vratila mjenjača, dano 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 izraz - toplinska snaga, čija je vrijednost navedena u tehničkim karakteristikama mjenjača, kW

K t - temperaturni koeficijent, čije su vrijednosti dane u tablici 6.

Nazivna snaga elektromotora određena je:

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

T out - procijenjeni moment na izlaznoj osovini mjenjača (formula 2), Nxm

n out - brzina izlaznog vratila mjenjača, o/min

Učinkovitost - učinkovitost mjenjača,

A) Za cilindrične mjenjače:

• jednostupanjski - 0,99
• dvostupanjski - 0,98
• trostupanjski - 0,97
• četverostupanjski - 0,95

B) Za konusne zupčanike:

• jednostupanjski - 0,98
• dvostupanjski - 0,97

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

D) Za pužne mjenjače, učinkovitost je navedena u tehničkim specifikacijama za svaki prijenosnik za svaki prijenosni omjer.

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

stol 1

tablica 2

Vodeći stroj	Generatori, elevatori, centrifugalni kompresori, ravnomjerno opterećeni transporteri, mješalice tekućih tvari, centrifugalne pumpe, zupčanici, vijčani, granasti mehanizmi, puhala, ventilatori, uređaji za filtriranje.	Postrojenja za pročišćavanje vode, neravnomjerno opterećeni transporteri, vitla, kabelski bubnjevi, trčanje, okretanje, podizni mehanizmi dizalica, mješalice za beton, peći, prijenosna vratila, rezači, drobilice, mlinovi, oprema za naftnu industriju.	Preše za bušenje, vibratori, pilane, sita, jednocilindrični kompresori.	Oprema za proizvodnju proizvoda od gume i plastike, strojevi za miješanje i oprema za profilirani čelik.
električni motor, Parna turbina
4, 6 cilindarski motori s unutarnjim izgaranjem, hidraulični i pneumatski motori
1, 2, 3 cilindrični motori s unutarnjim izgaranjem

Tablica 3

Tablica 4

Tablica 5

Tablica 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

izračun zatvoreni zupčanik ostruga i spiralna

cilindrični zupčanik

Opis poslova mora sadržavati sljedeće podatke:

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 prema

prethodni);

reverzibilnost prijenosa;

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

Godišnja stopa korištenja.... K G;

Dnevna stopa korištenja... K s;

- histogram učitavanja:

Stavak 1. Priprema projektnih parametara.

1.1. Preliminarno određivanje prijenosnog omjera

Koordinirajte sa standardnim vrijednostima (tablica 1.1). Odaberite najbližu standardnu ​​vrijednost U.

Stvarna izlazna brzina

O/min (2)

Odstupanje od vrijednosti projektnog zadatka

(3)

1.2. Zakretni moment na osovini zupčanika

1.3. Vrijeme prijenosa

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

Točka 2. Odabir materijala . Određivanje dopuštenih naprezanja za proračunski proračun.

2.1. Izbor materijala (tablica 1.2). Daljnji prikaz bit će paralelan: za čelni zupčanik - u lijevom stupcu, za spiralni zupčanik - u desnom stupcu.

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

2.2. Dopuštena kontaktna naprezanja zamora zupčanika.

Proračun ovih dopuštenih naprezanja sprječava ljuštenje radnih površina od zamora tijekom određenog vijeka trajanja. t.

(6)

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

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

S H- faktor sigurnosti (tablica 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(Tablica 1.4).

N ON

N ON 1 = 60x n 1× t× Eh. (9)

Eh- faktor ekvivalencije, koji je određen histogramom opterećenja

, (10)

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

T i- svaki sljedeći korak opterećenja koji djeluje tijekom vremena t i =t i × t. Prva faza histograma, jednaka po opterećenju T vrh = q vrh × T, ne uzima se u obzir pri izračunu broja ciklusa. Ovo opterećenje s malim brojem ciklusa ima učinak stvrdnjavanja na površini. Koristi se za ispitivanje statičke čvrstoće.

m- stupanj krivulje zamora jednak 6. Dakle,

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

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

Nazivna dopuštena kontaktna naprezanja za prijenos

Točka 3. Izbor projektnih koeficijenata.

3.1 Izbor faktora opterećenja. Faktor opterećenja za preliminarne izračune odabire se iz intervala

K H = 1,3...1,5. (šesnaest)

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

3.2. Izbor faktora širine zupčanika (tablica 1.6). Za zupčanike se preporučuje:

- za višestupanjsko y a = 0,315 ... 0,4;

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

gornja granica je odabrana za spiralne zupčanike;

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

Stavka 4. Izračun prijenosnog dizajna.

4.1. Određivanje udaljenosti središta.

Za zatvoreni zupčanik, ako oba ili barem jedan od kotača imaju tvrdoću manju od 350 jedinica, proračunski izračun se provodi za čvrstoću dodira na zamor kako bi se spriječilo ljuštenje tijekom određenog vijeka trajanja t.

, mm. (17)

Ovdje T 1 - moment na osovini zupčanici u Nm.

Numerički koeficijent:

Ka = 450;

Ka= 410.

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

4.2. Odabir normalnog modula. Za zupčanike HB£350 za barem jedan kotač preporuča se odabrati normalan modul iz sljedećeg omjera

. (18)

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

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

ispalo je cijeli broj. Zatim

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

4.3. Za spiralni prijenos broja zuba

Broj zuba treba zaokružiti na najbliži cijeli broj.

4.5. Promjeri koraka

Izračunajte promjere do treće decimale.

Provjeri

Za nemodificirani prijenos i visinske izmjene moraju biti točne na tri decimale.

4.6. Promjeri ušica

4.7. Promjeri šupljina

(26)

4.8. Procijenjena širina kotača

Kod podijeljenog zupčanika širina svakog kotača podijeljenog para je

U ševronskom zupčaniku puna širina kotača

gdje C- širina srednjeg utora za izlaz alata, bira se iz tablice 1.16. Promjer utora manji je od promjera šupljine za 0,5× m.

4.9. Krajnji stupanj preklapanja

. (31)

4.10. Periferna brzina

Ako se brzina razlikuje od one koja je uvjetno usvojena u stavku 2.2 pri određivanju koeficijenta K V, trebali biste se vratiti na točku 2.2 i pojasniti dopuštena naprezanja.

Prema obodnoj brzini odaberite stupanj točnosti prijenosa (tablica 1.9). Za zupčanike opće 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. stupanj točnosti. Zavojni zupčanik može se obraditi do 7. stupnja točnosti, a nakon površinskog stvrdnjavanja HDTV-a, nastale deformacije će prenijeti parametre zupčanika na 8. stupanj točnosti.

Stavka 5. Provjerite izračune.

5.1. Za verifikacijske izračune za kontaktnu i savojnu čvrstoću određujemo faktore opterećenja.

. (33)

. (34)

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

KH b i KFb- koeficijenti koncentracije opterećenja (neravnomjerna raspodjela opterećenja duž duljine kontaktnih linija). Njihove vrijednosti su odabrane iz tablice 1.11 interpolacijom.

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

5.2. Ispitivanje kontaktnog napona

. (35)

Z E - materijalni koeficijent. Za čelik

Z E = 190.

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

Ostruge; (36)

spiralni; (37)

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

F t- obodna sila

Odstupanje

. (39)

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

PREPORUKE

I podopterećenje i preopterećenje nisu dopuštene više od 5%.

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

Ako Ds H prelazi ±12%:

U slučaju podopterećenja - smanjiti y a i vratiti se na točku 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 H bit će manji od 12%, moguće je toplinskom obradom ispraviti dopuštena naprezanja i vratiti se na točku 2.

5.3. Ispitivanje zamora pri savijanju.

5.3.1. Dopuštena naprezanja savijanja

. (40)

Provjera ovih naprezanja sprječava napukline od zamora u korijenu zuba tijekom određenog vijeka trajanja. t i posljedično, karijes.

Y R- koeficijent hrapavosti prijelazne krivulje (tablica 1.14).

Y X- faktor skale (tablica 1.14).

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

Y A- faktor reverzibilnosti opterećenja (tablica 1.14).

Y N- koeficijent trajnosti. Izračunava se zasebno za zupčanik i kotač

N FG- osnovni broj ciklusa. Za čelične zube

N FG= 4×10 6 . (42)

m- stupanj krivulje zamora. U prethodnoj i sljedećim formulama za izračun 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 s histogramom opterećenja, kao u izračunu kontaktne čvrstoće,

Ekvivalentni broj ciklusa kotača

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

5.3.2. Radna naprezanja zavoja. Određeno zasebno za zupčanik i kotač

. (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 kuta nagiba zuba

. (53)

Ako je a Y b se pokazalo manjim od 0,7, treba ga uzeti

Y b = 0,7

Radna naprezanja određuju se za svaki zupčanik ili za onaj s manjim omjerom

Stvarna čvrstoća na zamor pri savijanju

Vrijednost faktora sigurnosti zamora pri savijanju pokazuje stupanj pouzdanosti u odnosu na vjerojatnost loma zuba. Što je ovaj koeficijent veći, to je manja vjerojatnost kvara zbog zamora zuba.

5.4. Ispitati statičku čvrstoću kontakta.

. (56)

Tmax=

[s] Hmax- dopuštena statička kontaktna naprezanja.

Za poboljšane zube

. (57)

Ova dopuštena naprezanja sprječavaju plastičnu deformaciju površinskih slojeva zuba.

Granica tečenja s T može se odabrati iz tablice 1.2.

Za površinski kaljene zube, uključujući otvrdnute HDTV

. (58)

Ova dopuštena naprezanja sprječavaju pucanje površinskih slojeva zuba.

5.5. Provjera statičke čvrstoće na savijanje. Provjerava se zupčanik i kotač

. (59)

Dopuštena statička naprezanja savijanja. Za poboljšane i površinski otvrdnute zube

. (60)

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

Tablica 1.1

Tablica 1.2

Razred čelika	Toplinska obrada	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	Poboljšajte Pojačajte temperament	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.

Tablica 1.3

Tablica 1.4

HRC
HB

Tablica 1.5

Tablica 1.6

Tablica 1.8

Tablica 1.9

Tablica 1.10

Stupanj točnosti	Tvrdoća površine zuba	Vrsta prijenosa	KHV	KFV
Periferna brzina V, m/s
	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
kosa	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	-	-
kosa	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
kosa	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	-	-
kosa	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
kosa	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	-	-	-
kosa	1,02	1,11	1,22	1,34	1,45	1,04	1,22	1,45	1,67	-

Tablica 1.11

Koeficijent KH b na HB 1 350 funti ili HB 2 350 funti
Dizajn prijenosa	Koeficijent y d = b W/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 dvostupanjskog mjenjača rasklopljene sheme	1,03	1,06	1,08	1,12	1,16	1,20	1,24	1,29	-	-
Par dvostupanjskih koaksijalnih mjenjača male brzine	1,02	1,03	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,24	1,30
Niskobrzi par dvostupanjskog 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
Jednostupanjski cilindrični mjenjač	1,01	1,02	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,14	1,18
Niskobrzi par dvostupanjskog mjenjača s razmaknutim stupnjem 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

Tablica 1.12

Tablica 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 razmjera)	Čelik: toplinska obrada na veliko Y X=1,03 - 0,006× m; 0,85 funti Y X 1 £. Površinsko stvrdnjavanje, nitriranje Y X=1,05 - 0,005× m; 0,8 funti Y X 1 £. Lijevano željezo sa sferoidnim grafitom Y X=1,03 - 0,006× m; 0,85 funti Y X 1 £. Sivi lijev 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 tablice 1.14
Y A	Faktor reverzibilnosti	Za nepovratan rad Y A=1. U obrnutom radu s 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.

Tablica 1.15

Toplinska obrada	Površinska tvrdoća	Razredi čelika	s flim, MPa	S F s vjerojatnošću neuništavanja
				normalan	povećana
Normalizacija, poboljšanje	180...350 HB	40,45,40X, 40XN, 35XM	1,75×( HB)	1,7	2,2
Masivno stvrdnjavanje	45...55 HRC	40H, 40HN, 40HFA	500...550	1.7	2,2
HDTV stvrdnjavanje kroz	48...52 HRC	40X,35XM, 40XN	500...600	1,7	2,2
HDTV površinsko stvrdnjavanje	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

Tablica 1.16

Modul	Kut spirale b 0	Modul	Kut zupca b 0
m, mm				m, mm
	Širina utora C, mm		Širina utora 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 vrtnje izlaznog vratila (o/min).

Određivanje potrebne snage elektromotora.

Potrebna snaga motora određena je formulom

gdje η mjenjač- učinkovitost mjenjača;

Prema kinematičkoj shemi danog pogona, učinkovitost mjenjača određena je ovisnošću:

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

gdje η angažman– učinkovitost prijenosa; prihvatiti η angažman = 0,97 ;

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

η spojnice– učinkovitost spojke; prihvatiti η spojnice = 0,98 .

1.3. Određivanje frekvencije vrtnje osovine motora.

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

n s = un 2 ,

gdje u- prijenosni omjer stupnja; odabiremo raspon prijenosnih omjera koji se preporučuje za jedan stupanj cilindričnog zupčanika u rasponu od 2 - 5.

na primjer: n s = 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 sinkronu brzinu osovine n s odaberite elektromotor:

niz…..

vlast R= ……kW

sinkrona brzina n s= …..o/min

asinkrona brzina n 1 = …..r/min.

Riža. 1. Skica elektromotora.

1.5. Određivanje prijenosnog omjera mjenjača.

Prema izračunatoj vrijednosti prijenosnog omjera odabiremo standardnu ​​vrijednost, uzimajući u obzir pogrešku, iz niza prijenosnih omjera. Prihvatiti u Umjetnost. = ….. .

1.6. Određivanje, brzine i zakretni momenti na osovinama mjenjača.

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

Brzina izlazne osovine n 2 = ….. o/min.

Zakretni moment na kotaču izlaznog vratila:

Zakretni moment na zupčaniku ulaznog vratila:

2. PRORAČUN ZATVORENOG ZUPČANIKA.

2.1. Proračun dizajna.

1. Izbor materijala kotača.

na primjer:

Zupčanik

HB = 269…302 HB = 235…262

HB 1 = 285 HB 2 = 250

2. Određujemo dopuštene naponske kontakte za zube zupčanika i kotače :

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

na primjer:  H lim = 2HB+70.

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

Z N– koeficijent trajnosti; za zupčanike tijekom dugotrajnog rada s načinom konstantnog opterećenja, preporuča se Z N = 1 .

Konačno, za dopušteni kontaktni napon uzima se manja od dvije vrijednosti dopuštenih kontaktnih naprezanja kotača i zupčanika [  H] 2 i [  H ] 1:[ H ] = [ H ] 2 .

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

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

 ba- koeficijent širine kotača u odnosu na središnji razmak; za kotače koji se nalaze simetrično u odnosu na oslonce, preporuča se ψ ba = 0,2 – 0,4 ;

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

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

Prema grafikonu slike ... .. uzimajući u obzir položaj zupčanika u odnosu na nosače, s tvrdoćom HB 350, prema vrijednosti koeficijenta ψ bd pronašli smo: Do H  = ….. .

Izračunavamo središnju udaljenost:

na primjer:

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

Dodijeliti 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 dobivenog intervala dodjeljujemo standardnu ​​vrijednost modula: m= 2 mm.

5. Odredite broj zubaca i kotača zupčanika.

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

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

Broj zuba zupčanika: z  1 = z  /(u1) = …..

Za uklanjanje potkopanih zuba z 1 ≥ z min ; za spur angažman z min = 17 . Prihvatiti z 1 = ….. .

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

6. Određujemo omjer prijenosa.

Stvarni omjer prijenosa određujemo po formuli:

Pogreška u vrijednosti stvarnog omjera prijenosa iz izračunate vrijednosti:

Uvjet točnosti dizajna je zadovoljen.

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

7. Određujemo glavne geometrijske dimenzije zupčanika i kotača.

Za kotače rezane bez pomaka alata:

promjere dionih krugova

d W = d

zahvatni kut i kut profila

α W = α = 20º

promjera koraka

d 1 = z 1 m

d 2 = z 2 m

promjera vrhova zuba

d a1 = d 1 +2 m

d a2 = d 2 +2 m

promjera 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) = ..... . Prihvatiti b 1 = ….. mm.

provjerite vrijednost središnje udaljenosti

a w = 0,5  (d 1 + d 2 )