ตัวอย่างที่ 1

กำหนดอัตราทดเกียร์ของชุดเกียร์ (รูปที่ 19) จำนวนรอบของเพลาขับและค่าสัมประสิทธิ์ประสิทธิภาพโดยรวม (ประสิทธิภาพ) หากจำนวนฟันของล้อเท่ากัน: z 1 =30, z 2 =20, z 3 =45, z 4 =30, z 5 =20, z 6 =120, z 7 =25, z 8 =15 ; จำนวนรอบของเพลาอินพุต น 1 =1600 รอบต่อนาที

สารละลาย

กลไกประกอบด้วยสี่ขั้นตอน: สองทรงกระบอก z 1 - z 2 , z 3 - z 4 มีเกียร์ภายนอกทรงกระบอก z 5 - z 6 พร้อมเฟืองภายในและทรงกรวย z 7 - z 8 .

อัตราทดเกียร์รวมของการส่งแบบหลายขั้นตอนจะเท่ากับผลคูณของอัตราทดเกียร์ของแต่ละสเตจที่สร้างกลไกเกียร์นี้ สำหรับกรณีนี้

.

เครื่องหมาย (-) แสดงว่าทิศทางการหมุนของล้อคู่นี้อยู่ตรงข้าม ทิศทางการหมุนของล้อในกรณีนี้สามารถกำหนดได้โดยการวางลูกศรบนไดอะแกรม (รูปที่ 19)

จำนวนรอบการหมุนของเพลาขับถูกกำหนดผ่านอัตราทดเกียร์
rpm

ประสิทธิภาพโดยรวมของกลไกเกียร์เท่ากับ

โดยที่ค่าตัวเลขถูกนำมาใช้ตามเงื่อนไขของปัญหา T1

ตัวอย่าง 2

ที่นี่
,
,
- อัตราทดเกียร์ของกลไกที่แปลงแล้ว (carrier ชมหยุดและล้อคงที่กำลังหมุน z 3 ). อัตราทดเกียร์ที่เกิดขึ้นพร้อมกับเครื่องหมาย "+" บ่งชี้ถึงความบังเอิญของทิศทางการหมุนของเพลาขับและเพลาขับ

ตัวอย่างที่ 3

สารละลาย

ในตัวอย่างที่ 2 กลไกนี้หมายถึงเฟืองดาวเคราะห์แบบขั้นตอนเดียวและอัตราทดเกียร์จากตัวพา ชมไปที่ล้อ z 1 ถูกกำหนดโดยความสัมพันธ์

ตัวอย่างที่ 4

สารละลาย

ชุดเกียร์ที่ซับซ้อนประกอบด้วยสองขั้นตอน: ระยะแรกเป็นคู่ทรงกระบอกธรรมดาพร้อมเฟืองนอก z 1 -z 2, ระยะที่สองคือเฟืองดาวเคราะห์ น-z 5 , ส่งการเคลื่อนที่แบบหมุนจากตัวพา ชมไปที่ล้อ z 5 ผ่านดาวเทียม z 4 . ทิศทางการหมุนของเพลาส่งออกถูกกำหนดโดยเครื่องหมายพีชคณิต

1. สำหรับการส่งแบบสองขั้นตอน อัตราทดเกียร์ทั้งหมดจะพบผ่านอัตราทดเกียร์ของแต่ละสเตจ กล่าวคือ

.

อัตราทดเกียร์ที่ได้รับ
ซึ่งระบุถึงการเพิ่มความถี่ของการหมุนของเพลาส่งออก และเครื่องหมาย “+” แสดงว่าทิศทางการหมุนของเพลาเหมือนกัน

2. กำหนดความเร็วเชิงมุมของลิงค์เอาต์พุต และความเร่งเชิงมุมของมัน

ราด/s,

rad/s 2 .

3. เนื่องจากการหมุนของล้อถูกเร่ง (เรายอมรับการเร่งที่สม่ำเสมอ) ดังนั้นเวลาที่ความเร็วเชิงมุมจะเพิ่มขึ้นเป็นสองเท่าเราจึงกำหนดจากการพึ่งพา

,

ที่ไหน และ - ความเร็วเชิงมุมตามลำดับที่จุดเริ่มต้นและจุดสิ้นสุดของช่วงเวลาที่พิจารณา
. จากที่นี่

จาก.

4. กำหนดประสิทธิภาพการส่งโดยรวม

งาน T2

ลิงค์เอาต์พุตของกลไกที่แสดงในไดอะแกรม (รูปที่ 23–32) ทำการเคลื่อนไหวแบบลูกสูบ (หรือแบบลูกสูบ) และถูกโหลดในจังหวะการทำงานด้วยแรงคงที่ F ค (หรือชั่วขณะ ตู่ จาก) ความต้านทานที่เป็นประโยชน์ ที่ไม่ได้ใช้งานด้วยทิศทางย้อนกลับของการเคลื่อนที่ของลิงค์เอาต์พุตไม่มีการต่อต้านที่เป็นประโยชน์ แต่สิ่งที่เป็นอันตรายยังคงทำหน้าที่ต่อไป โดยคำนึงถึงผลกระทบของแรงเสียดทานคู่จลนศาสตร์ในแง่ของประสิทธิภาพ กลไกที่จะกำหนด

1) ช่วงเวลาในการขับขี่ ตู่ d , ขนาดคงที่ซึ่งต้องใช้กับลิงค์อินพุตในการเคลื่อนที่คงที่ด้วยวัฏจักรที่ประกอบด้วยจังหวะการทำงานและรอบเดินเบา

2) งานของแรงเสียดทานในการทำงานและจังหวะรอบเดินเบาโดยพิจารณาว่าความต้านทานที่เป็นอันตรายนั้นคงที่ในแต่ละจังหวะ แต่ในจังหวะการทำงานนั้นมากกว่ารอบเดินเบาถึงสามเท่า

3) การเปลี่ยนแปลงพลังงานจลน์ของกลไกระหว่างจังหวะการทำงานและระหว่างรอบเดินเบา

4) กำลังที่ต้องการจากไดรฟ์เมื่อลิงค์อินพุตหมุนด้วยความเร็วเฉลี่ย และกำลังเฉลี่ย (สำหรับการปฏิวัติทั้งหมด) ของแรงต้านและแรงเสียดทานที่เป็นประโยชน์

การแก้ปัญหานี้ขึ้นอยู่กับสมการการเคลื่อนที่ของกลไก ซึ่งกำหนดความสัมพันธ์ระหว่างการเปลี่ยนแปลงของพลังงานจลน์กับการทำงานของแรง (กฎของพลังงานจลน์) การทำงานของแรงและโมเมนต์ถูกกำหนดตามลำดับ โดยการเคลื่อนที่เชิงเส้นหรือเชิงมุมของลิงก์ที่พวกมันกระทำ ในเรื่องนี้ จำเป็นต้องกำหนดตำแหน่งของกลไกที่ตำแหน่งสุดขั้วของลิงค์เอาท์พุต การเคลื่อนที่ของตัวเชื่อม เชิงเส้นและเชิงมุม สามารถกำหนดได้จากภาพวาดที่ทำขึ้นเพื่อมาตราส่วนหรือคำนวณเชิงวิเคราะห์ ขนาดของลิงค์ตามการกำหนดในไดอะแกรมกลไกและค่าที่จำเป็นอื่น ๆ จะได้รับในตารางข้อมูลตัวเลขโดยที่ เป็นปัจจัยด้านประสิทธิภาพ และในตัวเลือก 9 ม- โมดูลแร็คแอนด์พิเนียน z - จำนวนฟันของล้อ

ตารางที่ 17

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
OA, มม
OS, มม
ดวงอาทิตย์, มม
AB, มม
ตู่ จาก , นม
, rad/s

ตารางที่ 18

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
โอ้มม
เอบีมม
F ค , ชม
, rad/s

ตารางที่ 19

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
OA, มม
OV, มม
ตู่ จาก , นม
, rad/s

ตาราง 20

	ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
	โอ้มม
	โอวีมม
	BC=Bดี, มม
	F ค , ชม
	, rad/s

ตารางที่ 21

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
R, มม
โอ้มม
F ค , ชม
, rad/s

ตารางที่ 22

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
OA, มม
โอวีมม
BD, มม
F ค , ชม
, rad/s

ตาราง 23

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
OA, มม
อี มม
F ค , ชม
, rad/s

ตารางที่ 24

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
R, มม
โอ้มม
r, มม
F ค , ชม
, rad/s

ตารางที่ 25

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
โอ้มม
เอบีมม
ม, mm
ตู่ จาก, นม
, rad/s

ตาราง 26

ค่า	ตัวเลขสุดท้าย
โอ้มม
OV, มม
F ค , ชม
, rad/s

ลำดับของงาน ประการแรก จำเป็นต้องสร้างกลไกในตำแหน่งสุดขั้ว และในทิศทางที่กำหนดของความเร็วเชิงมุมของลิงค์อินพุต
และความแข็งแรงคงที่ F จาก (หรือชั่วขณะ ตู่ จาก) ความต้านทานที่เป็นประโยชน์ในการตั้งค่าจังหวะการทำงานและรอบเดินเบา

เมื่อพิจารณาการกระจัดเชิงเส้นและเชิงมุมของลิงก์แบบกราฟิก จำเป็นต้องลบออกจากภาพวาด:

1) สำหรับลิงค์อินพุต มุมการหมุนของมันบนจังหวะการทำงาน และที่ว่าง เอ็กซ์;

2) สำหรับลิงค์เอาต์พุตระหว่างการเคลื่อนที่แบบลูกสูบ การกระจัดเชิงเส้น เช่น เคลื่อนไหว ส, หรือระหว่างการเคลื่อนที่แบบลูกสูบหมุน มุมสวิง
.

เพื่อกำหนดโซนการทำงานและจังหวะเดินเบาสำหรับลิงค์อินพุตจำเป็นต้องคำนึงถึงการเชื่อมต่อของการเคลื่อนไหวกับทิศทางการกระทำของความต้านทานที่เป็นประโยชน์ซึ่งควรป้องกันการเคลื่อนไหวของลิงค์เอาต์พุตระหว่างจังหวะการทำงาน .

ในตัวเลือก 5 และ 8 ลิงก์ในคู่บนจะถูกล็อคในเชิงบวก ป้องกันไม่ให้ลิงก์เคลื่อนออกจากกัน: ในตัวเลือก 8 ลูกกลิ้งของรัศมี r ม้วนในร่องวงกลมของลิงค์อินพุตซึ่งครอบคลุมโดยโปรไฟล์ด้านนอกและด้านในของร่องในตัวเลือก 5 กรอบของลิงค์เอาต์พุตจะหุ้มขอบนอกรีต

การแนะนำ

เฟืองตัวหนอนหมายถึงเฟืองที่มีเพลาตัดกัน

ข้อได้เปรียบหลักของเฟืองตัวหนอน: ความเป็นไปได้ที่จะได้รับอัตราทดเกียร์ขนาดใหญ่ในคู่เดียว, การมีส่วนร่วมที่ราบรื่น, ความเป็นไปได้ของการเบรกตัวเอง ข้อเสีย: ประสิทธิภาพค่อนข้างต่ำ การสึกหรอที่เพิ่มขึ้น และแนวโน้มที่จะยึด ความจำเป็นในการใช้วัสดุกันเสียดสีราคาแพงสำหรับล้อ

เฟืองตัวหนอนมีราคาแพงกว่าและซับซ้อนกว่าเฟือง ดังนั้นตามกฎแล้วจะใช้เมื่อจำเป็นต้องถ่ายโอนการเคลื่อนไหวระหว่างเพลาที่ตัดกันและในกรณีที่ต้องใช้อัตราทดเกียร์ขนาดใหญ่

เกณฑ์สำหรับประสิทธิภาพของเฟืองตัวหนอนคือความแข็งแรงของพื้นผิวของฟัน ซึ่งช่วยให้มั่นใจได้ถึงความทนทานต่อการสึกหรอและการไม่บิ่นและการยึด รวมทั้งความแข็งแรงในการดัด ภายใต้การกระทำของการโอเวอร์โหลดระยะสั้นในเฟืองตัวหนอนฟันของล้อตัวหนอนจะถูกตรวจสอบการดัดตามน้ำหนักสูงสุด

สำหรับร่างกายของเวิร์มจะมีการคำนวณการตรวจสอบความแข็งและการคำนวณเชิงความร้อนด้วย

การออกแบบดำเนินการในสองขั้นตอน: การออกแบบ - จากเงื่อนไขของความทนทานต่อการสัมผัสมิติหลักของการส่งจะถูกกำหนดและการตรวจสอบ - ด้วยพารามิเตอร์ที่รู้จักของการส่งภายใต้เงื่อนไขของการทำงานจะกำหนดและเปรียบเทียบความเค้นสัมผัสและความเค้นดัด กับผู้ที่ได้รับอนุญาตจากความทนทานของวัสดุ

แรงที่โหลดแบริ่งจะถูกกำหนดและเลือกแบริ่งตามความสามารถในการรับน้ำหนัก

การคำนวณจลนศาสตร์และแรง

การเลือกมอเตอร์

ในการเลือกมอเตอร์ไฟฟ้าจะมีการกำหนดกำลังและความเร็วที่ต้องการ

จากข้อมูลการออกแบบเบื้องต้น สามารถหากำลังที่จำเป็นในการดำเนินการตามกระบวนการทางเทคโนโลยีได้จากสูตร:

P out \u003d F t V, (2.1)

โดยที่ P ออก - กำลังบนเพลาส่งออกของไดรฟ์ W;

F เสื้อ - แรงฉุด, N;

V คือความเร็วของการเคลื่อนที่ของชิ้นงาน m/s;

ออก \u003d 1.5 กิโลวัตต์

การกำหนดประสิทธิภาพโดยรวม ขับ

จากนั้นตามโซ่ส่งกำลังจลนศาสตร์ประสิทธิภาพทั้งหมด ของไดรฟ์ทั้งหมดคำนวณโดยสูตร:

รวม s = s 1 s 2 s 3 s 4 (2.2)

รวมชั่วโมง = 0.80.950.980.99 = 0.74

ดังนั้นตามประสิทธิภาพโดยรวม เป็นที่ชัดเจนว่าในระหว่างการทำงานของไดรฟ์ มีเพียง 74% ของกำลังจากเครื่องยนต์ที่จะไปที่ดรัมกว้าน

ลองกำหนดกำลังเครื่องยนต์ที่จำเป็นสำหรับการทำงานปกติของกว้าน:

เรายอมรับมอเตอร์ขนาด 2.2 กิโลวัตต์

การคำนวณความเร็วในการหมุนของเพลามอเตอร์

เนื่องจากในขั้นตอนนี้ อัตราทดเกียร์ของเฟืองขับยังไม่ทราบและไม่ทราบความเร็วของเพลามอเตอร์ จึงสามารถคำนวณความเร็วที่ต้องการของเพลามอเตอร์ได้

สำหรับสิ่งนี้ได้ทำการคำนวณดังต่อไปนี้

การกำหนดความเร็วของเพลาส่งออกของไดรฟ์

ตามข้อมูลเริ่มต้น ความเร็วเชิงมุมของเพลาส่งออกคำนวณโดยสูตร:

โดยที่ คุณ - ความเร็วเชิงมุม s -1;

D b - เส้นผ่านศูนย์กลางของดรัม, m;

v คือความเร็วของการเคลื่อนที่ของชิ้นงาน m/s

มาหาความถี่การหมุน โดยรู้ความเร็วเชิงมุมด้วยสูตร:

rpm (2.5)

การกำหนดอัตราส่วนไดรฟ์ที่ต้องการ

จากการวิเคราะห์แผนภาพจลนศาสตร์ของไดรฟ์กว้านไฟฟ้า จะเห็นได้ว่าอัตราทดเกียร์ทั้งหมด (u ยอดรวม) เกิดขึ้นจากอัตราทดเกียร์ของตัวลดเกียร์ของตัวหนอน

เรายอมรับ u chp = 50 ความสัมพันธ์ระหว่างความถี่ของการหมุนของเพลามอเตอร์ n dv และเพลาเอาต์พุต n z ถูกกำหนดโดยความสัมพันธ์:

n dv = n z u ทั้งหมด (2.6)

จากนั้นความเร็วที่ต้องการของเพลามอเตอร์จะเป็น:

n เครื่องยนต์ = 38.250 = 1910 รอบต่อนาที

ตามช่วงปัจจุบันของมอเตอร์ ตัวที่ใกล้เคียงที่สุดกับความเร็วที่ต้องการคือมอเตอร์ที่มีความเร็วซิงโครนัส 1500 รอบต่อนาที จากที่กล่าวมาข้างต้น ในที่สุดเราก็ยอมรับเครื่องยนต์ของแบรนด์: 90L4 / 1395 AIR Series ซึ่งมีลักษณะดังต่อไปนี้:

R dv \u003d 2.2 กิโลวัตต์;

n มอเตอร์ = 1500 รอบต่อนาที

การคำนวณทางจลนศาสตร์

อัตราทดเกียร์ทั้งหมด:

ยู รวม \u003d n dv / \u003d 1500 / 38.2 \u003d 39.3

ให้เรากำหนดลักษณะจลนศาสตร์ทั้งหมดของไดรฟ์ที่ออกแบบไว้ ซึ่งจำเป็นสำหรับการศึกษาระบบเกียร์โดยละเอียดในอนาคต การกำหนดความถี่และความเร็วในการหมุน คำนวณความเร็วในการหมุนของเพลาทั้งหมดได้ง่าย โดยเริ่มจากความเร็วรอบที่เลือกของเพลามอเตอร์ไฟฟ้า โดยคำนึงถึงความเร็วของการหมุนของเพลาแต่ละอันที่ตามมาด้วยความเร็วในการหมุนของเพลาก่อนหน้าตาม สูตร (2.7) โดยคำนึงถึงอัตราทดเกียร์:

โดยที่ n (i+1) - ความเร็ว i+1 เพลา, รอบต่อนาที;

u ผม -(i+1) - อัตราทดเกียร์ระหว่างเพลา i และ i+1

ช่วงเวลาบนเพลากระปุก:

T 1 \u003d 9.5510 3 (P / n e) \u003d 9.5510 3 (2.2 / 1500) \u003d 14.0 Nm

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

เฟืองตัวหนอนเป็นหนึ่งในคลาสของกระปุกเกียร์แบบกลไก กระปุกเกียร์แบ่งตามประเภทของระบบส่งกำลังทางกล สกรูที่รองรับเฟืองตัวหนอนดูเหมือนตัวหนอน จึงเป็นที่มาของชื่อ

มอเตอร์เกียร์- นี่คือหน่วยที่ประกอบด้วยกระปุกเกียร์และมอเตอร์ไฟฟ้าซึ่งอยู่ในหน่วยเดียว มอเตอร์เกียร์หนอนสร้างเพื่อทำงานเป็นมอเตอร์ไฟฟ้าในเครื่องจักรเอนกประสงค์ต่างๆ เป็นที่น่าสังเกตว่าอุปกรณ์ประเภทนี้ทำงานได้อย่างสมบูรณ์ทั้งภายใต้ภาระคงที่และแบบแปรผัน

ในกล่องเกียร์ตัวหนอน แรงบิดที่เพิ่มขึ้นและความเร็วเชิงมุมลดลงของเพลาส่งออกเกิดขึ้นเนื่องจากการแปลงพลังงานที่มีอยู่ในความเร็วเชิงมุมสูงและแรงบิดต่ำบนเพลาอินพุต

ข้อผิดพลาดในการคำนวณและการเลือกกระปุกเกียร์สามารถนำไปสู่ความล้มเหลวก่อนวัยอันควรและเป็นผลให้ในกรณีที่ดีที่สุด สู่การสูญเสียทางการเงิน

ดังนั้นงานการคำนวณและการเลือกกระปุกเกียร์จะต้องได้รับความไว้วางใจจากผู้เชี่ยวชาญด้านการออกแบบที่มีประสบการณ์ซึ่งจะคำนึงถึงปัจจัยทั้งหมดตั้งแต่ตำแหน่งของกระปุกเกียร์ในอวกาศและสภาพการทำงานไปจนถึงอุณหภูมิความร้อนระหว่างการใช้งาน หลังจากยืนยันสิ่งนี้ด้วยการคำนวณที่เหมาะสมแล้ว ผู้เชี่ยวชาญจะตรวจสอบให้แน่ใจว่าได้เลือกกระปุกเกียร์ที่เหมาะสมที่สุดสำหรับไดรฟ์เฉพาะของคุณ

การปฏิบัติแสดงให้เห็นว่ากระปุกเกียร์ที่เลือกมาอย่างเหมาะสมมีอายุการใช้งานอย่างน้อย 7 ปีสำหรับกระปุกเกียร์ตัวหนอนและ 10-15 ปีสำหรับกระปุกเกียร์ทรงกระบอก

ทางเลือกของกระปุกเกียร์นั้นดำเนินการในสามขั้นตอน:

1. การเลือกประเภทกระปุก

2. การเลือกขนาดโดยรวม (ขนาด) ของตัวลดขนาดและลักษณะของมัน

3. ตรวจสอบการคำนวณ

1. การเลือกประเภทกระปุก

1.1 ข้อมูลเบื้องต้น:

ไดอะแกรมจลนศาสตร์ของไดรฟ์ซึ่งระบุกลไกทั้งหมดที่เชื่อมต่อกับกระปุกเกียร์การจัดเรียงเชิงพื้นที่สัมพันธ์กันซึ่งระบุจุดยึดและวิธีการติดตั้งกระปุกเกียร์

1.2 การกำหนดตำแหน่งของแกนของเพลากระปุกในอวกาศ

กระปุกเกียร์แบบเฮลิคอล:

แกนของเพลาอินพุตและเอาต์พุตของกระปุกเกียร์นั้นขนานกันและอยู่ในระนาบแนวนอนเพียงระนาบเดียว - กล่องเกียร์เดือยแนวนอน

แกนของเพลาอินพุตและเอาต์พุตของกระปุกเกียร์นั้นขนานกันและอยู่ในระนาบแนวตั้งเดียวเท่านั้น - กระปุกเดือยแนวตั้ง

แกนของเพลาอินพุตและเอาต์พุตของกระปุกเกียร์สามารถอยู่ในตำแหน่งเชิงพื้นที่ใดก็ได้ ในขณะที่แกนเหล่านี้อยู่บนเส้นตรงเดียวกัน (บังเอิญ) - กล่องเกียร์ทรงกระบอกโคแอกเซียลหรือดาวเคราะห์

กระปุกเกียร์เอียง:

แกนของเพลาอินพุตและเอาต์พุตของกระปุกเกียร์ตั้งฉากซึ่งกันและกันและอยู่ในระนาบแนวนอนเดียวเท่านั้น

เกียร์หนอน:

แกนของเพลาอินพุตและเอาต์พุตของกระปุกเกียร์สามารถอยู่ในตำแหน่งเชิงพื้นที่ใด ๆ ในขณะที่พวกมันข้ามที่มุม 90 องศาซึ่งกันและกันและไม่อยู่ในระนาบเดียวกัน - กล่องเกียร์ตัวหนอนแบบขั้นตอนเดียว

แกนของเพลาอินพุตและเอาต์พุตของกระปุกเกียร์สามารถอยู่ในตำแหน่งเชิงพื้นที่ใด ๆ ในขณะที่พวกมันขนานกันและไม่อยู่ในระนาบเดียวกันหรือข้ามที่มุม 90 องศาซึ่งกันและกันและไม่นอน ในระนาบเดียวกัน - กระปุกเกียร์สองขั้นตอน

1.3 การกำหนดวิธีการติดตั้ง ตำแหน่งการติดตั้ง และตัวเลือกการประกอบกระปุกเกียร์

วิธีการยึดกระปุกเกียร์และตำแหน่งการติดตั้ง (การติดตั้งบนฐานรากหรือบนเพลาขับของกลไกขับเคลื่อน) ถูกกำหนดตามลักษณะทางเทคนิคที่ระบุในแคตตาล็อกสำหรับกระปุกเกียร์แต่ละอันแยกกัน

ตัวเลือกการประกอบถูกกำหนดตามแบบแผนที่ให้ไว้ในแค็ตตาล็อก แบบแผนของ "ตัวเลือกการประกอบ" อยู่ในส่วน "การกำหนดกระปุกเกียร์"

1.4 นอกจากนี้ ปัจจัยต่อไปนี้สามารถนำมาพิจารณาเมื่อเลือกประเภทกระปุก

1) ระดับเสียง

• ต่ำสุด - สำหรับเฟืองตัวหนอน
• สูงสุด - สำหรับเกียร์ทรงกระบอกและเฟืองดอกจอก

2) ประสิทธิภาพ

• สูงสุด - สำหรับกระปุกเกียร์เดือยดาวเคราะห์และขั้นตอนเดียว
• ต่ำสุด - ในหนอนโดยเฉพาะอย่างยิ่งสองขั้นตอน

ควรใช้เฟืองตัวหนอนในการทำงานที่ไม่ต่อเนื่อง

3) การใช้วัสดุสำหรับค่าแรงบิดเท่ากันบนเพลาความเร็วต่ำ

• ต่ำสุด - สำหรับดาวเคราะห์ขั้นตอนเดียว

4) ขนาดที่มีอัตราทดเกียร์และแรงบิดเท่ากัน:

• แกนที่ใหญ่ที่สุด - ในโคแอกเซียลและดาวเคราะห์
• ที่ใหญ่ที่สุดในทิศทางตั้งฉากกับแกน - สำหรับทรงกระบอก
• รัศมีที่เล็กที่สุด - ถึงดาวเคราะห์

5) ค่าสัมพัทธ์ rub/(Nm) สำหรับระยะทางศูนย์กลางเดียวกัน:

• สูงสุด - ในรูปทรงกรวย
• ต่ำสุด - ในดาวเคราะห์

2. การเลือกขนาดโดยรวม (ขนาด) ของตัวลดและลักษณะของมัน

2.1. ข้อมูลเบื้องต้น

ไดอะแกรมจลนศาสตร์ของไดรฟ์ที่มีข้อมูลต่อไปนี้:

• ประเภทของเครื่องขับเคลื่อน (เครื่องยนต์);
• แรงบิดที่ต้องการบนเพลาส่งออก T ต้องการ, Nxm หรือกำลังของระบบขับเคลื่อน P ที่ต้องการ, กิโลวัตต์;
• ความถี่ของการหมุนของเพลาอินพุตของกระปุกเกียร์ n ใน, รอบต่อนาที;
• ความถี่ของการหมุนของเพลาส่งออกของกระปุกเกียร์ n ออก, รอบต่อนาที;
• ลักษณะของโหลด (สม่ำเสมอหรือไม่สม่ำเสมอ, ย้อนกลับหรือย้อนกลับไม่ได้, การมีอยู่และขนาดของการโอเวอร์โหลด, การปรากฏตัวของแรงกระแทก, แรงกระแทก, การสั่นสะเทือน);
• ระยะเวลาที่ต้องการของกระปุกเกียร์เป็นชั่วโมง
• ทำงานเฉลี่ยต่อวันเป็นชั่วโมง
• จำนวนการเริ่มต้นต่อชั่วโมง
• ระยะเวลาของการรวมกับโหลด PV%;
• สภาพแวดล้อม (อุณหภูมิ สภาวะการกำจัดความร้อน);
• ระยะเวลาของการรวมภายใต้ภาระ;
• โหลดคานเท้าแขนในแนวรัศมีที่ใช้ตรงกลางของส่วนเชื่อมโยงไปถึงปลายเพลาส่งออก F ออกและเพลาอินพุต F ใน;

2.2. เมื่อเลือกขนาดของกระปุกเกียร์ พารามิเตอร์ต่อไปนี้จะถูกคำนวณ:

1) อัตราทดเกียร์

U= n เข้า / n ออก (1)

ประหยัดที่สุดคือการทำงานของกระปุกเกียร์ที่ความเร็วอินพุตน้อยกว่า 1,500 รอบต่อนาที และเพื่อจุดประสงค์ในการใช้งานกระปุกเกียร์โดยปราศจากปัญหาอีกต่อไป ขอแนะนำให้ใช้ความเร็วเพลาอินพุตที่น้อยกว่า 900 รอบต่อนาที

อัตราทดเกียร์ปัดขึ้นเป็นตัวเลขที่ใกล้ที่สุดตามตารางที่ 1

ตารางจะเลือกประเภทของกระปุกเกียร์ที่ตรงตามอัตราทดเกียร์ที่กำหนด

2) คำนวณแรงบิดบนเพลาเอาท์พุตกระปุก

T คำนวณ \u003d T ต้องการ x K dir, (2)

ต้องการ T - แรงบิดที่ต้องการบนเพลาส่งออก, Nxm (ข้อมูลเริ่มต้น หรือสูตร 3)

K dir - สัมประสิทธิ์โหมดการทำงาน

ด้วยพลังของระบบขับเคลื่อนที่เป็นที่รู้จัก:

T จำเป็น \u003d (ต้องการ P x U x 9550 x ประสิทธิภาพ) / n นิ้ว (3)

P ต้องการ - กำลังของระบบขับเคลื่อน kW

n ใน - ความถี่ของการหมุนของเพลาอินพุตของกระปุกเกียร์ (โดยที่เพลาของระบบขับเคลื่อนส่งการหมุนโดยตรงไปยังเพลาอินพุตของกระปุกเกียร์โดยไม่มีเกียร์เพิ่มเติม) รอบต่อนาที

U - อัตราทดเกียร์ของกระปุกเกียร์สูตร 1

ประสิทธิภาพ - ประสิทธิภาพของกระปุกเกียร์

สัมประสิทธิ์โหมดการทำงานถูกกำหนดเป็นผลคูณของสัมประสิทธิ์:

สำหรับตัวลดเกียร์:

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

สำหรับเฟืองตัวหนอน:

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

K 1 - ค่าสัมประสิทธิ์ของประเภทและลักษณะของระบบขับเคลื่อน, ตารางที่2

K 2 - สัมประสิทธิ์ระยะเวลาของตารางงาน 3

K 3 - สัมประสิทธิ์จำนวนตารางเริ่มต้น 4

K PV - สัมประสิทธิ์ระยะเวลาของการรวมตาราง 5

K rev - สัมประสิทธิ์การย้อนกลับด้วยการทำงานที่ไม่สามารถย้อนกลับได้ K rev = 1.0 พร้อมการทำงานย้อนกลับ K rev = 0.75

K ชั่วโมง - สัมประสิทธิ์คำนึงถึงตำแหน่งของหนอนคู่ในอวกาศ เมื่อตัวหนอนอยู่ใต้วงล้อ K h \u003d 1.0 เมื่ออยู่เหนือล้อ K h \u003d 1.2 เมื่อตัวหนอนอยู่ด้านข้างของล้อ K h \u003d 1.1

3) คำนวณโหลดเท้าแขนในแนวรัศมีบนเพลาส่งออกของกระปุกเกียร์

F ออก คำนวณ = F ออก x K dir, (6)

F ออก - โหลดเท้าแขนในแนวรัศมีที่ใช้ตรงกลางของส่วนเชื่อมโยงไปถึงปลายเพลาส่งออก (ข้อมูลเริ่มต้น), N

K dir - ค่าสัมประสิทธิ์โหมดการทำงาน (สูตร 4.5)

3. พารามิเตอร์ของกระปุกเกียร์ที่เลือกต้องเป็นไปตามเงื่อนไขต่อไปนี้:

1) T ชื่อ > T แคล, (7)

T nom - พิกัดแรงบิดบนเพลาส่งออกของกระปุกเกียร์ ให้ไว้ในแคตตาล็อกนี้ในข้อกำหนดทางเทคนิคสำหรับกระปุกเกียร์แต่ละรุ่น Nxm

T calc - แรงบิดโดยประมาณบนเพลาส่งออกของกระปุกเกียร์ (สูตร 2), Nxm

2) F ชื่อ > F ออก Calc (8)

F nom - พิกัดโหลดเท้าแขนที่อยู่ตรงกลางของส่วนเชื่อมโยงไปถึงปลายของเพลาส่งออกของกระปุกเกียร์ กำหนดไว้ในข้อกำหนดทางเทคนิคสำหรับกระปุกเกียร์แต่ละอัน N.

F out.calc - คำนวณโหลด cantilever ในแนวรัศมีบนเพลาเอาต์พุตของกระปุกเกียร์ (สูตร 6) N.

3) R ทางเข้า calc< Р терм х К т, (9)

R in.calc - กำลังโดยประมาณของมอเตอร์ไฟฟ้า (สูตร 10), kW

ระยะ P - พลังงานความร้อนซึ่งกำหนดไว้ในลักษณะทางเทคนิคของกระปุกเกียร์ kW

K เสื้อ - ค่าสัมประสิทธิ์อุณหภูมิค่าที่กำหนดในตาราง 6

กำลังรับการจัดอันดับของมอเตอร์ไฟฟ้าถูกกำหนดโดย:

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

T out - แรงบิดโดยประมาณบนเพลาส่งออกของกระปุกเกียร์ (สูตร 2), Nxm

n out - ความเร็วของเพลาส่งออกของกระปุกเกียร์ rpm

ประสิทธิภาพ - ประสิทธิภาพของกระปุกเกียร์

A) สำหรับกระปุกเกียร์เดือย:

• เวทีเดียว - 0.99
• สองขั้นตอน - 0.98
• สามขั้นตอน - 0.97
• สี่ขั้นตอน - 0.95

B) สำหรับเฟืองดอกจอก:

• เวทีเดียว - 0.98
• สองขั้นตอน - 0.97

C) สำหรับกระปุกเกียร์เอียง - เป็นผลคูณของค่าของส่วนเอียงและทรงกระบอกของกระปุกเกียร์

D) สำหรับกระปุกเกียร์ตัวหนอน ประสิทธิภาพจะได้รับในข้อกำหนดทางเทคนิคสำหรับกระปุกเกียร์แต่ละกระปุกสำหรับอัตราทดเกียร์แต่ละอัน

ในการซื้อกระปุกเกียร์แบบตัวหนอน ให้ค้นหาราคากระปุกเกียร์ เลือกส่วนประกอบที่เหมาะสม และช่วยเหลือเกี่ยวกับคำถามที่เกิดขึ้นระหว่างการทำงาน ผู้จัดการของบริษัทของเราจะช่วยคุณได้

ตารางที่ 1

ตารางที่ 2

เครื่องชั้นนำ	เครื่องกำเนิดไฟฟ้า, ลิฟต์, คอมเพรสเซอร์แบบแรงเหวี่ยง, สายพานลำเลียงที่รับน้ำหนักเท่ากัน, เครื่องผสมสารของเหลว, ปั๊มหอยโข่ง, เกียร์, สกรู, กลไกบูม, โบลเวอร์, พัดลม, อุปกรณ์กรอง	โรงบำบัดน้ำเสีย, สายพานลำเลียงที่รับน้ำหนักไม่เท่ากัน, กว้าน, ดรัมเคเบิ้ล, วิ่ง, กลึง, กลไกยกของเครน, เครื่องผสมคอนกรีต, เตาเผา, เพลาส่งกำลัง, คัตเตอร์, เครื่องบด, โรงสี, อุปกรณ์สำหรับอุตสาหกรรมน้ำมัน	แท่นกด เครื่องสั่น โรงเลื่อย ตะแกรง คอมเพรสเซอร์กระบอกเดียว	อุปกรณ์สำหรับการผลิตผลิตภัณฑ์ยางและพลาสติก เครื่องผสม และอุปกรณ์สำหรับเหล็กรูปพรรณ
มอเตอร์ไฟฟ้า, กังหันไอน้ำ
เครื่องยนต์สันดาปภายใน 4, 6 สูบ, เครื่องยนต์ไฮดรอลิกและนิวแมติก
เครื่องยนต์สันดาปภายใน 1, 2, 3 สูบ

ตารางที่ 3

ตารางที่ 4

ตารางที่ 5

ตารางที่ 6

ระบายความร้อน	อุณหภูมิแวดล้อม C o	ระยะเวลาของการรวม PV%
ลดโดยไม่ต้อง คนนอก ระบายความร้อน
รีดิวเซอร์พร้อมเกลียวระบายความร้อนด้วยน้ำ

อัลกอริทึม #1

การคำนวณของเกียร์ปิด

เกียร์ทรงกระบอก

A l g o r i t m

การคำนวณ เกียร์ปิดเดือยและเกลียว

เกียร์ทรงกระบอก

ข้อกำหนดในการอ้างอิงต้องมีข้อมูลต่อไปนี้:

เปิดเพลาเกียร์ .......... .P 1, กิโลวัตต์;

ความเร็วเกียร์ ............................. น 1 รอบต่อนาที;

ความเร็วล้อ ................................. น 2 รอบต่อนาที;

(พารามิเตอร์อื่น ๆ สามารถกำหนดได้โดย

ก่อนหน้านี้);

การย้อนกลับของการส่ง;

อายุการใช้งานเกียร์ ................................. tง ปี;

อัตราการใช้ต่อปี.... Kจี;

อัตราการใช้ชีวิตประจำวัน... Kจาก;

- โหลดฮิสโตแกรม:

วรรค 1การเตรียมพารามิเตอร์การออกแบบ

1.1. การกำหนดอัตราทดเกียร์เบื้องต้น

ประสานกับค่ามาตรฐาน (ตารางที่ 1.1) เลือกค่ามาตรฐานที่ใกล้ที่สุด ยู.

ความเร็วเอาต์พุตจริง

รอบต่อนาที (2)

การเบี่ยงเบนจากค่าของเงื่อนไขการอ้างอิง

(3)

1.2. แรงบิดบนเพลาเกียร์

1.3. เวลาส่ง

t = tกรัม (ปี)×365(วัน)×24(ชั่วโมง)× ถึงก× ถึง s ชั่วโมง (ห้า)

จุดที่ 2การเลือกใช้วัสดุ . การหาค่าความเค้นที่อนุญาตสำหรับการคำนวณการออกแบบ

2.1. การเลือกใช้วัสดุ (ตารางที่ 1.2) การนำเสนอเพิ่มเติมจะเป็นแบบคู่ขนาน: สำหรับเดือยเฟือง - ในคอลัมน์ด้านซ้าย สำหรับเฟืองเฮลิคอล - ในคอลัมน์ด้านขวา

ตามวัสดุที่เลือกและความแข็งผิว แรงสัมผัสเป็นเกณฑ์การออกแบบหลัก

2.2. ความเค้นสัมผัสเมื่อยล้าที่อนุญาตของเกียร์

การคำนวณหาความเค้นที่ยอมให้เหล่านี้จะป้องกันการหลุดร่อนของพื้นผิวการทำงานในช่วงอายุการใช้งานที่กำหนด t.

(6)

ที่ไหน ซี อาร์- ค่าสัมประสิทธิ์คำนึงถึงความหยาบผิว (ตาราง 1.3)

ซี วี- ค่าสัมประสิทธิ์คำนึงถึงความเร็วรอบข้าง สำหรับค่าที่กำหนดของความเร็วของเพลานั้น สามารถสันนิษฐานได้ในเบื้องต้นว่าช่วงใดของความเร็วรอบในการส่งกำลัง (ตารางที่ 1.3)

ซ ฮ- ปัจจัยด้านความปลอดภัย (ตาราง 1.3)

ซี นู๋- ปัจจัยความทนทาน

(7)

N HG- จำนวนรอบฐาน

NGH = (HB) 3 £ 12×10 7 . (8)

สำหรับเฟืองเกลียว ถ้ามี HB>350 คำนวณใหม่หน่วย HRCในหน่วย HB(ตารางที่ 1.4).

เอ็น เหอ

เอ็น เหอ 1 = 60x น 1× t× อี โฮ. (9)

อี โฮ- ปัจจัยสมมูลซึ่งกำหนดโดยฮิสโตแกรมการโหลด

, (10)

ที่ไหน Tmax- ช่วงเวลาที่ใหญ่ที่สุดของการแสดงที่ยาวนาน ในกรณีของเรา นี่จะเป็นช่วงเวลา ตู่, มีผล t 1 ส่วนของเวลาทำงานทั้งหมด t; แล้ว q 1 =1

Ti- แต่ละขั้นตอนการโหลดที่ตามมาทำหน้าที่เมื่อเวลาผ่านไป tผม = t ผม × t. ระยะแรกของฮิสโตแกรม เท่ากับโหลด ตู่พีค = คิวพีค × ตู่จะไม่นำมาพิจารณาเมื่อคำนวณจำนวนรอบ ภาระที่มีจำนวนรอบน้อยนี้มีผลต่อการชุบแข็งบนพื้นผิว ใช้สำหรับทดสอบความคงตัว

ม- ระดับของเส้นโค้งความล้า เท่ากับ 6 ดังนั้น

สัมประสิทธิ์สมมูลแสดงว่าโมเมนต์ ตู่ปฏิบัติการระหว่าง อีH×tเวลามีผลเมื่อยล้าเช่นเดียวกับโหลดจริงที่สอดคล้องกับฮิสโตแกรมโหลดเมื่อเวลาผ่านไป t.

ส ลิม- ขีด จำกัด ความทนทานต่อการสัมผัสของเกียร์เมื่อถึงจำนวนรอบฐาน N HG(ตารางที่ 1.5).

จัดอันดับความเครียดการติดต่อที่อนุญาตสำหรับ การแพร่เชื้อ

จุดที่ 3ทางเลือกของค่าสัมประสิทธิ์การออกแบบ

3.1 การเลือกปัจจัยโหลด ตัวประกอบภาระสำหรับการคำนวณเบื้องต้นถูกเลือกจากช่วงเวลา

K H = 1.3...1.5. (16)

หากในเฟืองคำนวณ เฟืองจะอยู่ในตำแหน่งสมมาตรเมื่อเทียบกับส่วนรองรับ เค โฮเลือกใกล้กับขีด จำกัด ล่าง สำหรับเฟืองเกลียว เค โฮถ่ายน้อยลงเนื่องจากการทำงานที่ราบรื่นมากขึ้นและเป็นผลให้โหลดไดนามิกน้อยลง

3.2. การเลือกปัจจัยความกว้างของเฟือง (ตารางที่ 1.6) สำหรับการขับด้วยเกียร์ ขอแนะนำ:

- สำหรับหลายขั้นตอน y a = 0.315 ... 0.4;

- สำหรับขั้นตอนเดียว y a = 0.4 ... 0.5;

ขีด จำกัด บนถูกเลือกสำหรับเฟืองเกลียว

- สำหรับบั้งเกียร์ y a = 0.630 ... 1.25

รายการที่ 4การคำนวณการออกแบบโอน

4.1. การกำหนดระยะศูนย์กลาง

สำหรับเกียร์ปิด หากล้อทั้งสองหรืออย่างน้อยหนึ่งล้อมีความแข็งน้อยกว่า 350 หน่วย ให้คำนวณการออกแบบเพื่อความแข็งแรงในการสัมผัสเมื่อยล้าเพื่อป้องกันการหลุดร่อนระหว่างอายุการใช้งานที่กำหนด t.

, มม. (17)

ที่นี่ ตู่ 1 - โมเมนต์บนเพลา เกียร์ในนิวตันเมตร

ค่าสัมประสิทธิ์ตัวเลข:

คา = 450;

คา= 410.

ระยะศูนย์กลางที่คำนวณได้นั้นถือเป็นมาตรฐานที่ใกล้เคียงที่สุดตามตารางที่ 1.7

4.2. การเลือกโมดูลปกติ สำหรับล้อเฟือง HB£350 สำหรับอย่างน้อยหนึ่งล้อ ขอแนะนำให้เลือกโมดูลปกติจากอัตราส่วนต่อไปนี้

. (18)

เขียนค่ามาตรฐานทั้งหมดของโมดูลปกติ (ตาราง 1.8) ที่รวมอยู่ในช่วงเวลา (18) .

ในการประมาณครั้งแรก เราควรพยายามเลือกโมดูลขั้นต่ำ อย่างไรก็ตาม สำหรับการส่งกำลัง ไม่แนะนำให้ใช้โมดูลที่มีขนาดน้อยกว่า 1.25 มม. เมื่อเลือกโมดูลสำหรับเฟืองเดือยเพื่อหลีกเลี่ยงการดัดแปลงเฟืองจำเป็นต้องมีจำนวนฟันทั้งหมด

กลายเป็นจำนวนเต็ม แล้ว

หากปัดเศษเศษขึ้นเป็นจำนวนเต็มและจำนวนฟันของวงล้อ

4.3. สำหรับจำนวนฟันที่ส่งผ่านขดลวด

ควรปัดเศษจำนวนฟันเป็นจำนวนเต็มที่ใกล้ที่สุด

4.5. เส้นผ่านศูนย์กลางของสนาม

คำนวณเส้นผ่านศูนย์กลางเป็นทศนิยมตำแหน่งที่สาม

ดำเนินการตรวจสอบ

สำหรับการส่งแบบไม่ปรับแต่งและการปรับเปลี่ยนระดับความสูงต้องแม่นยำถึงทศนิยมสามตำแหน่ง

4.6. เส้นผ่านศูนย์กลางดึง

4.7. เส้นผ่านศูนย์กลางของโพรง

(26)

4.8. ความกว้างล้อโดยประมาณ

ในเกียร์แยก ความกว้างของแต่ละล้อของคู่แยกคือ

บั้งเกียร์กว้างเต็มล้อ

ที่ไหน ค- ความกว้างของร่องกลางสำหรับทางออกเครื่องมือ ถูกเลือกจากตาราง 1.16 เส้นผ่านศูนย์กลางของร่องน้อยกว่าเส้นผ่านศูนย์กลางของโพรง 0.5× ม.

4.9. สิ้นสุดระดับของการทับซ้อนกัน

. (31)

4.10. ความเร็วรอบข้าง

หากความเร็วแตกต่างจากที่ใช้ในย่อหน้าที่ 2.2 เมื่อพิจารณาสัมประสิทธิ์ เค วีคุณควรกลับไปที่ข้อ 2.2 และชี้แจงความเครียดที่อนุญาต

ตามความเร็วเส้นรอบวง ให้เลือกระดับความแม่นยำในการส่ง (ตารางที่ 1.9) สำหรับเฟืองของวิศวกรรมทั่วไปที่ความเร็วไม่เกิน 6 m / s สำหรับเฟืองเดือยและไม่เกิน 10 m / s สำหรับเฟืองเกลียวจะเลือกระดับความแม่นยำที่ 8 เฟืองเกลียวสามารถกลึงให้มีความแม่นยำระดับที่ 7 และหลังจากการชุบแข็งพื้นผิวของ HDTV แล้ว การเสียรูปที่เกิดขึ้นจะถ่ายโอนพารามิเตอร์ของเฟืองไปยังระดับความแม่นยำที่ 8

รายการที่ 5ตรวจสอบการคำนวณ

5.1. สำหรับการคำนวณการตรวจสอบสำหรับทั้งการสัมผัสและแรงดัดงอ เราจะกำหนดปัจจัยโหลด

. (33)

. (34)

KHVและ KFV- ค่าสัมประสิทธิ์ของโหลดไดนามิกภายใน เลือกจากตารางที่ 1.10 หากค่าความเร็วอยู่ภายในช่วงของช่วง ค่าสัมประสิทธิ์จะคำนวณโดยการประมาณค่า

KH ขและ KFb- ค่าสัมประสิทธิ์ความเข้มข้นของโหลด (การกระจายโหลดไม่สม่ำเสมอตามความยาวของเส้นสัมผัส) ค่าของพวกเขาถูกเลือกจากตารางที่ 1.11 โดยการแก้ไข

K H aและ เค เอฟ เอ- ค่าสัมประสิทธิ์การกระจายน้ำหนักระหว่างฟัน เลือกจากตารางที่ 1.12 โดยการแก้ไข

5.2. ทดสอบแรงดันไฟสัมผัส

. (35)

Zอี - ค่าสัมประสิทธิ์วัสดุ สำหรับเหล็ก

Zอี = 190.

Z e - ค่าสัมประสิทธิ์คำนึงถึงความยาวทั้งหมดของเส้นสัมผัส

สเปอร์ส; (36)

ลาน; (37)

ซี โฮเป็นปัจจัยด้านรูปร่างของพื้นผิวผสมพันธุ์ เลือกจากตารางที่ 1.13 โดยการแก้ไข

F t- แรงเส้นรอบวง

เบี่ยงเบน

. (39)

เครื่องหมาย (+) หมายถึง โอเวอร์โหลด เครื่องหมาย (-) หมายถึง โอเวอร์โหลด

คำแนะนำ

อนุญาตให้โหลดทั้งอันเดอร์โหลดและโอเวอร์โหลดได้ไม่เกิน 5%

ถ้า Ds ชมเกิน± 20% ดังนั้นสำหรับกระปุกเกียร์ที่มีพารามิเตอร์มาตรฐานควรเปลี่ยนระยะกึ่งกลาง Wและกลับไปที่ข้อ 4.2

ถ้า Ds ชมเกิน ±12%:

ในกรณีของอันเดอร์โหลด - ลด y a และกลับไปที่จุด 4.8

ในกรณีที่โอเวอร์โหลด - เพิ่ม y a ไม่เกินค่าที่แนะนำสำหรับการส่งประเภทนี้และกลับไปที่วรรค 4.8 คุณสามารถเปลี่ยนความแข็งของผิวฟันภายในขีดจำกัดที่แนะนำและกลับสู่ขั้นตอนที่ 2

ถ้า Ds ชมจะน้อยกว่า 12% เป็นไปได้ที่จะแก้ไขความเค้นที่อนุญาตโดยการอบชุบด้วยความร้อนและกลับไปที่จุดที่ 2

5.3. การทดสอบความล้าของแรงดัดงอ

5.3.1. ความเค้นดัดที่อนุญาต

. (40)

การทดสอบกับความเครียดเหล่านี้จะช่วยป้องกันไม่ให้เกิดการแตกร้าวเมื่อยล้าที่โคนฟันในช่วงอายุการใช้งานที่กำหนด tและส่งผลให้ฟันผุ

Y R- ค่าสัมประสิทธิ์ความหยาบของเส้นโค้งการเปลี่ยนภาพ (ตารางที่ 1.14)

YX- ตัวคูณมาตราส่วน (ตาราง 1.14)

Y d คือสัมประสิทธิ์ความไวของวัสดุต่อความเข้มข้นของความเครียด (ตารางที่ 1.14)

วาย อา- ปัจจัยการย้อนกลับของโหลด (ตาราง 1.14)

วาย นู๋- ค่าสัมประสิทธิ์ความทนทาน คำนวณแยกกันสำหรับเกียร์และล้อ

N FG- จำนวนรอบฐาน สำหรับฟันเหล็ก

N FG= 4×10 6 . (42)

ม- ระดับความล้าของเส้นโค้ง ในสูตรก่อนหน้าและต่อมาสำหรับการคำนวณค่าแรงดัดงอเมื่อยล้า:

สำหรับเหล็กชุบแข็ง

สำหรับเหล็กชุบแข็ง

เอ็นเอฟอี 1 - จำนวนรอบเกียร์เท่ากัน

เอ็นเอฟอี 1 = 60x น 1× t× eF. (43)

eF- อัตราส่วนสมมูล

. (44)

ตามฮิสโตแกรมการโหลดเช่นเดียวกับในการคำนวณความแข็งแรงของหน้าสัมผัส

จำนวนรอบล้อเท่ากัน

เอส เอฟและ flim- ปัจจัยด้านความปลอดภัยและขีด จำกัด ความทนทานของฟันถูกเลือกจากตารางที่ 1.15

5.3.2. ความเครียดจากการทำงานของโค้ง กำหนดแยกต่างหากสำหรับเกียร์และล้อ

. (47)

YFS- ปัจจัยรูปร่างฟัน

. (48)

X- ปัจจัยการเปลี่ยนเครื่องมือ

ซี วี- จำนวนฟันเท่ากัน

Y e - ค่าสัมประสิทธิ์คำนึงถึงการทับซ้อนกันของฟันในตาข่าย

Y b - ค่าสัมประสิทธิ์มุมเอียงของฟัน

. (53)

ถ้า Y b กลับกลายเป็นว่าน้อยกว่า 0.7 ก็ควรที่จะรับ

Y b = 0.7

ความเครียดจากการทำงานถูกกำหนดสำหรับแต่ละเกียร์หรือสำหรับเกียร์ที่มีอัตราส่วนน้อยกว่า

ความล้าของแรงดัดงอที่เกิดขึ้นจริง

ค่าของปัจจัยด้านความปลอดภัยเมื่อยล้าจากการดัดงอบ่งบอกถึงระดับความน่าเชื่อถือที่สัมพันธ์กับความน่าจะเป็นของฟันแตก ยิ่งค่าสัมประสิทธิ์นี้สูง ความน่าจะเป็นของความล้มเหลวของฟันจะลดลง

5.4. ทดสอบความแรงสถิตสัมผัส

. (56)

Tmax=

[s] Hmax- ความเครียดจากการสัมผัสแบบสถิตที่อนุญาต

เพื่อฟันที่ดีขึ้น

. (57)

ความเค้นที่ยอมให้เหล่านี้ป้องกันการเปลี่ยนรูปพลาสติกของชั้นผิวของฟัน

ความแข็งแรงของผลผลิต s T สามารถเลือกได้จากตารางที่ 1.2

สำหรับผิวฟันที่ชุบแข็ง รวมทั้ง HDTV . ที่ชุบแข็ง

. (58)

ความเค้นที่อนุญาตเหล่านี้ช่วยป้องกันการแตกร้าวของชั้นผิวฟัน

5.5. การตรวจสอบความต้านแรงดัดงอ เช็คเกียร์และล้อเสร็จแล้ว

. (59)

ความเค้นดัดคงที่ที่อนุญาต เพื่อฟันที่ดีขึ้นและผิวแข็งขึ้น

. (60)

การตรวจสอบความเค้นที่อนุญาตเหล่านี้จะช่วยป้องกันฟันแตกในทันทีเมื่อเกียร์ทำงานหนักเกินไป

ตาราง 1.1

ตาราง 1.2

เกรดเหล็ก	การรักษาความร้อน	ขนาดมาตรา มม. ไม่มาก	ความแข็งผิว HBหรือ HRC	ความต้านแรงดึง s b , MPa	ความแข็งแรงของผลผลิต s T, MPa
	การปรับปรุง		HB 192...228
	การปรับปรุงการทำให้เป็นมาตรฐาน		HB 170...217 HB 192...217
	การปรับปรุงการทำให้เป็นมาตรฐาน		HB 179...228 HB 228...255	...800
40X	ปรับปรุง ปรับปรุง ปรับปรุง	100...300 300...500	HB 230...280 HB 163...269 HB 163...269
40HN	เพิ่มประสิทธิภาพ Enhance Temper	100...300	HB 230...300 HB³241 HRC 48...54
20X	ซีเมนต์		HRC 56...63
12ХН3А	ซีเมนต์		HRC 56...63
38HMYU	ไนไตรดิ้ง	-	HRC 57...67

บันทึก. ขนาดของหน้าตัดหมายถึงรัศมีของชิ้นงานเพลาเกียร์หรือความหนาของขอบล้อ

ตาราง 1.3

ตารางที่1.4

HRC
HB

ตาราง 1.5

ตาราง1.6

ตาราง 1.8

ตาราง1.9

ตารางที่ 1.10

ระดับความแม่นยำ	ความแข็งผิวฟัน	ประเภทเกียร์	KHV	KFV
ความเร็วรอบข้าง วี, นางสาว
	HB 1 และ HB 2 >350	ตรง	1,02	1,12	1,25	1,37	1,5	1,02	1,12	1,25	1,37	1,5
เคียว	1,01	1,05	1,10	1,15	1,20	1,01	1,05	1,10	1,15	1,20
HB 1 หรือ HB 2 £350	ตรง	1,04	1,20	1.40	1,60	1,80	1,08	1,40	1,80	-	-
เคียว	1,02	1,08	1,16	1,24	1,32	1,03	1,16	1,32	1,48	1,64
	HB 1 และ HB 2 >350	ตรง	1,03	1,15	1,30	1,45	1,60	1,03	1,15	1,30	1,45	1,60
เคียว	1,01	1,06	1,12	1,18	1,24	1,01	1,06	1,12	1,18	1,24
HB 1 หรือ HB 2 £350	ตรง	1,05	1,24	1,48	1,72	1,96	1,10	1,48	1,96	-	-
เคียว	1,02	1,10	1,19	1,29	1,38	1,04	1,19	1,38	1,57	1,77
	HB 1 และ HB 2 >350	ตรง	1,03	1,17	1,35	1,52	1,70	1,03	1,17	1,35	1,52	1,70
เคียว	1,01	1,07	1,14	1,21	1,28	1,01	1,07	1,14	1,21	1,28
HB 1 หรือ HB 2 £350	ตรง	1,06	1,28	1,56	1,84	-	1,11	1,56	-	-	-
เคียว	1,02	1,11	1,22	1,34	1,45	1,04	1,22	1,45	1,67	-

ตาราง 1.11

ค่าสัมประสิทธิ์ KH ขที่ HB 1 £350 หรือ HB 2 £350
การออกแบบระบบส่งกำลัง	ค่าสัมประสิทธิ์ 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
เกียร์เท้าแขนบนลูกปืน	1,09	1,19	1,3	-	-	-	-	-	-	-
เกียร์เท้าแขนบนแบริ่งลูกกลิ้ง	1,07	1,13	1,20	1,27	-	-	-	-	-	-
คู่ความเร็วสูงของกระปุกเกียร์สองขั้นตอนของโครงร่างที่กางออก	1,03	1,06	1,08	1,12	1,16	1,20	1,24	1,29	-	-
คู่ความเร็วต่ำของกระปุกเกียร์โคแอกเซียลสองขั้นตอน	1,02	1,03	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,24	1,30
คู่ความเร็วต่ำของกระปุกเกียร์สองขั้นตอนของโครงร่างแบบขยายและโคแอกเซียล	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,25
กระปุกเกียร์เดือยขั้นตอนเดียว	1,01	1,02	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,14	1,18
กระปุกเกียร์สองขั้นตอนความเร็วต่ำพร้อมสเตจความเร็วสูงแบบเว้นระยะ	1,01	1,02	1,02	1,02	1,03	1,04	1,05	1,07	1,08	1,12
ค่าสัมประสิทธิ์ KFb=(0.8...0.85)× KH ข³1

ตารางที่ 1.12

ตารางที่ 1.14

ค่าสัมประสิทธิ์	ชื่อค่าสัมประสิทธิ์	ค่าสัมประสิทธิ์
Y R	ค่าสัมประสิทธิ์ความหยาบของเกลียว	การกัดและเจียรฟันเฟือง Y R=1. ขัด Y R=1.05...1.20. ค่าที่สูงขึ้นเพื่อปรับปรุงและทำให้ HDTV แข็งขึ้น
YX	ตัวคูณขนาด (ตัวคูณมาตราส่วน)	เหล็ก: การอบชุบด้วยความร้อนจำนวนมาก YX=1.03 - 0.006× ม; £0.85 YX£1. การชุบผิวแข็ง ไนไตรดิ้ง YX=1.05 - 0.005× ม; £0.8 YX£1. เหล็กหล่อกราไฟท์ทรงกลม YX=1.03 - 0.006× ม; £0.85 YX£1. เหล็กหล่อสีเทา YX=1.075 - 0.01× ม;0.7£ YX£1.
Y d	ค่าสัมประสิทธิ์ความไวของวัสดุต่อความเข้มข้นของความเครียด	Y d = 1.082 - 0.172× แอลจีเอ็ม
ความต่อเนื่องของตาราง 1.14
วาย อา	ปัจจัยย้อนกลับ	สำหรับการทำงานที่ไม่สามารถย้อนกลับได้ วาย อา=1. ในการทำงานย้อนกลับโดยมีเงื่อนไขการโหลดเท่ากันในทั้งสองทิศทาง: สำหรับเหล็กธรรมดาและเหล็กกล้าที่ผ่านการอบชุบแล้ว วาย อา=0.65; สำหรับเหล็กชุบแข็ง วาย อา=0.75; สำหรับเหล็กไนไตรด์ วาย อา=0,9.

ตาราง 1.15

การรักษาความร้อน	ความแข็งผิว	เกรดเหล็ก	ส flim, MPa	เอส เอฟด้วยความน่าจะเป็นของการไม่ทำลาย
				ปกติ	เพิ่มขึ้น
การทำให้เป็นมาตรฐานการปรับปรุง	180...350 HB	40.45,40X, 40XN, 35XM	1.75×( HB)	1,7	2,2
การชุบแข็งจำนวนมาก	45...55 HRC	40H, 40HN, 40HFA	500...550	1.7	2,2
HDTV แข็งตัวผ่าน	48...52 HRC	40X,35XM, 40XN	500...600	1,7	2,2
การชุบแข็งพื้นผิว HDTV	48...52 HRC	40X,35XM, 40XN	600...700	1,7	2,2
ไนไตรดิ้ง	57...67 HRC	38HMYU	590...780	1,7	2,2
ซีเมนต์	56...63 HRC	12ХН3А	750...800	1,65...1,7	2...2,2

ตารางที่ 1.16

โมดูล	มุมเกลียว b 0	โมดูล	มุมฟัน b 0
ม, mm				ม, mm
	ความกว้างของร่อง ค, mm		ความกว้างของร่อง ค, mm
2,5
3,0
3,5

กำลังขับที่ต้องการถูกกำหนดโดยสูตร:

ที่ไหน ตู่ 2 – โมเมนต์บนเพลาส่งออก (Nm);

น 2 - ความถี่ของการหมุนของเพลาส่งออก (รอบต่อนาที)

การกำหนดกำลังที่ต้องการของมอเตอร์ไฟฟ้า

กำลังมอเตอร์ที่ต้องการถูกกำหนดโดยสูตร

ที่ไหน η กระปุกเกียร์- ประสิทธิภาพของกระปุกเกียร์

ตามรูปแบบจลนศาสตร์ของไดรฟ์ที่กำหนด ประสิทธิภาพของกระปุกเกียร์ถูกกำหนดโดยการพึ่งพา:

η กระปุกเกียร์ = η การว่าจ้าง η 2 แบริ่ง η ข้อต่อ ,

ที่ไหน η การว่าจ้าง– ประสิทธิภาพการใส่เกียร์ ยอมรับ η การว่าจ้าง = 0,97 ;

η แบริ่ง– ประสิทธิภาพของตลับลูกปืนกลิ้งคู่ ยอมรับ η แบริ่ง = 0,99 ;

η ข้อต่อ– ประสิทธิภาพของคลัตช์ ยอมรับ η ข้อต่อ = 0,98 .

1.3. การกำหนดความถี่การหมุนของเพลามอเตอร์

เรากำหนดช่วงความเร็วที่ความเร็วซิงโครนัสของมอเตอร์ไฟฟ้าสามารถหาได้จากสูตร:

น จาก = ยูน 2 ,

ที่ไหน ยู- อัตราทดเกียร์ของเวที เราเลือกช่วงของอัตราทดเกียร์ ซึ่งแนะนำสำหรับเฟืองเดือยหนึ่งขั้นในช่วงตั้งแต่ 2 - 5

ตัวอย่างเช่น: น จาก = ยูน 2 = (2 - 5)200 = 400 - 1,000 รอบต่อนาที

1.4. การเลือกมอเตอร์

ตามกำลังที่ต้องการของมอเตอร์ไฟฟ้า R ข้อเสีย(โดยที่ R เอล ดีวี ≥ R ข้อเสีย) และความเร็วเพลาซิงโครนัส น จากเลือกมอเตอร์ไฟฟ้า:

ชุด…..

พลัง R= ……kW

ความเร็วซิงโครนัส น จาก= …..rpm

ความเร็วแบบอะซิงโครนัส น 1 = …..r/นาที

ข้าว. 1. ร่างของมอเตอร์ไฟฟ้า

1.5. การกำหนดอัตราทดเกียร์ของกระปุกเกียร์

ตามค่าที่คำนวณได้ของอัตราทดเกียร์ เราเลือกค่ามาตรฐานโดยคำนึงถึงข้อผิดพลาดจากชุดอัตราทดเกียร์ ยอมรับ ยู ศิลปะ. = ….. .

1.6. การกำหนดความเร็วและแรงบิดบนเพลาของกระปุกเกียร์

ความเร็วเพลาอินพุต น 1 = ….. รอบต่อนาที

ความเร็วเพลาส่งออก น 2 = ….. รอบต่อนาที

แรงบิดของล้อเพลาส่งออก:

แรงบิดของเฟืองเพลาอินพุต:

2. การคำนวณของเกียร์ปิด

2.1. การคำนวณการออกแบบ

1. การเลือกใช้วัสดุล้อ

ตัวอย่างเช่น:

ล้อเฟือง

ชมบี = 269…302 ชมบี = 235…262

ชมบี 1 = 285 ชมบี 2 = 250

2. เรากำหนดหน้าสัมผัสแรงดันไฟฟ้าที่อนุญาตสำหรับฟันเฟืองและล้อ :

ที่ไหน  ชม ลิม - ขีด จำกัด ความทนทานของพื้นผิวสัมผัสของฟันซึ่งสอดคล้องกับจำนวนรอบพื้นฐานของความเครียดสลับกัน พิจารณาจากความแข็งของผิวฟันหรือค่าตัวเลขที่ตั้งไว้

ตัวอย่างเช่น:  ชม ลิม = 2HB+70.

ส ชม- ปัจจัยด้านความปลอดภัย; สำหรับเฟืองที่มีโครงสร้างวัสดุสม่ำเสมอและความแข็งผิวฟัน HB 350 แนะนำ ส ชม = 1,1 ;

Z นู๋– ค่าสัมประสิทธิ์ความทนทาน สำหรับเกียร์ระหว่างการทำงานระยะยาวด้วยโหมดโหลดคงที่ ขอแนะนำ Z นู๋ = 1 .

ในที่สุด สำหรับความเค้นสัมผัสที่อนุญาต ค่าความเค้นสัมผัสที่อนุญาตของล้อและเกียร์ที่น้อยกว่าทั้งสองจะถูกนำมา [  ชม] 2 และ [  ชม ] 1:[ ชม ] = [ ชม ] 2 .

3. กำหนดระยะศูนย์กลางจากสภาพความทนทานต่อการสัมผัสของพื้นผิวที่ใช้งานของฟัน .

ที่ไหน อี ฯลฯ- โมดูลัสความยืดหยุ่นของวัสดุล้อลดลง สำหรับล้อเหล็กก็รับได้ค่ะ อี ฯลฯ= 210 5 MPa;

 ba- ค่าสัมประสิทธิ์ความกว้างล้อสัมพันธ์กับระยะกึ่งกลาง สำหรับล้อที่วางตำแหน่งสมมาตรตามส่วนรองรับ ขอแนะนำ ψ ba = 0,2 – 0,4 ;

ถึง ชม  เป็นปัจจัยความเข้มข้นของโหลดในการคำนวณความเค้นสัมผัส

เพื่อกำหนดสัมประสิทธิ์ ถึง ชม  จำเป็นต้องกำหนดอัตราส่วนของความกว้างสัมพัทธ์ของเฟืองวงแหวนที่สัมพันธ์กับเส้นผ่านศูนย์กลาง ψ bd : ψ bd = 0,5ψ ba (ยู1)=….. .

ตามกราฟของรูป ... .. โดยคำนึงถึงตำแหน่งของเฟืองสัมพันธ์กับส่วนรองรับด้วยความแข็ง HB 350 ตามค่าสัมประสิทธิ์ ψ bdเราพบ: ถึง ชม  = ….. .

เราคำนวณระยะทางศูนย์:

ตัวอย่างเช่น:

สำหรับกระปุกเกียร์ ระยะกึ่งกลางจะถูกปัดออกตามอนุกรมของระยะศูนย์กลางมาตรฐานหรือเป็นชุด รา 40 .

กำหนด แต่ W= 120 มม.

4. กำหนดโมดูลการส่ง

ม = (0,01 – 0,02)แต่ W= (0.01 - 0.02)120 = 1.2 - 2.4 มม.

สำหรับจำนวนโมดูลจากช่วงเวลาที่ได้รับ เรากำหนดค่ามาตรฐานของโมดูล: ม= 2 มม.

5. กำหนดจำนวนฟันเฟืองและล้อ

จำนวนฟันเฟืองและล้อทั้งหมดพิจารณาจากสูตร: แต่ W = ม(z 1 +z 2 )/2;

จากที่นี่ z   = 2แต่ W /ม= …..; ยอมรับ z  = ….. .

จำนวนฟันเฟือง: z  1 = z  /(ยู1) = …..

เพื่อขจัดฟันอันเดอร์คัท z 1 ≥ z นาที ; เพื่อกระตุ้นการมีส่วนร่วม z นาที = 17 . ยอมรับ z 1 = ….. .

จำนวนฟันล้อ: z 2 = z  - z 1 = .. แนะนำ z 2  100 .

6. เราระบุอัตราทดเกียร์

เรากำหนดอัตราทดเกียร์จริงตามสูตร:

ข้อผิดพลาดในค่าอัตราทดเกียร์จริงจากค่าที่คำนวณได้:

ตรงตามเงื่อนไขความแม่นยำในการออกแบบ.

สำหรับอัตราทดเกียร์ของกระปุกเราใช้ ยู ข้อเท็จจริง = ….. .

7. เรากำหนดขนาดเรขาคณิตหลักของเฟืองและล้อ

สำหรับล้อที่ตัดโดยไม่มีออฟเซ็ตเครื่องมือ:

เส้นผ่านศูนย์กลางของวงกลมพิทช์

d W = d

มุมหมั้นและมุมโปรไฟล์

α W = α = 20º

เส้นผ่านศูนย์กลางของสนาม

d 1 = z 1 ม

d 2 = z 2 ม

เส้นผ่านศูนย์กลางปลายฟัน

d a1 = d 1 +2 ม

d a2 = d 2 +2 ม

เส้นผ่านศูนย์กลางของโพรง

d ฉ 1 = d 1 –2,5 ม

d ฉ 2 = d 2 –2,5 ม

ความสูงของฟัน

ชม = 2,25 ม

ความกว้างของวงแหวน

ข w = ψ ba แต่ W

ความกว้างของวงแหวนเกียร์และวงล้อ

ข 2 = ข w

ข 1 = ข 2 + (3 - 5) = ..... . ยอมรับ ข 1 = ….. มม.

ตรวจสอบค่าระยะศูนย์กลาง

เอ w = 0,5  (d 1 + d 2 )