Beregning og valg (russisk metode) - snekkegirkasse. Faktisk utgangshastighet Girkassehastighet

Utdannings- og vitenskapsdepartementet i Russland

Federal Agency for Education.

Statlig utdanningsinstitusjon for høyere fagutdanning.

Samara State Technical University.

Avdeling: "Anvendt mekanikk"

Kursprosjekt i mekanikk

Student 2 - HT - 2

Leder: Ph.D., lektor

Referanse nr. 65.

Skråutstyr.

Rotasjonshastighet på motorakselen:

.

Dreiemoment på girkassens utgangsaksel:

.

Utgangsakselhastighet:

.

Redusert levetid i år:

.

Girkassens lastfaktor i løpet av året:

.

Girkassens belastningsfaktor på dagtid:

.

1. Innledning _________________________________________________________ 4

2. Kinematisk og effektberegning av stasjonen __________________________ 4

2.1 Bestemmelse av hastigheten til girkassene ____________________ 4

2.2. Beregning av antall hjultenner ________________________________________ 4

2.3. Bestemmelse av det faktiske girforholdet _______________ 5

2.4. Bestemmelse av girkasseeffektivitet ____________________________________ 5

2.5. Bestemmelse av nominelle lastmomenter på hver aksel, mekanismediagram ___________________________________________________ 5

2.6. Beregning av nødvendig kraft og valg av elektromotor, dimensjoner ___ 5

3. Valg av materialer og beregning av tillatte spenninger _________________ 7

3.1. Bestemmelse av hardheten til materialene, valg av materiale til utstyret ____________________________________________________________________ 7

3.2. Beregning av tillatte spenninger _________________________________7

3.3. Tillatt stress på kontaktutholdenhet ______________ 7

3.4. Tillatte bøyningsspenninger ________________ 8

4. Beregning av design og verifisering av overføring __________________________ 8

4.1. Beregning av tannhjulets foreløpige stigediameter ______ 8

4.2. Beregning av den foreløpige overføringsmodulen og dens forbedring i samsvar med GOST ___________________________________________________________ 8

4.3. Beregning av transmisjonens geometriske parametere ______________________ 8

4.4. Beregning av overføringskontroll ___________________________________ 9

4.5. Meshing krefter ___________________________________________ 9

5. Designberegning av akselen og valg av lagre ______________________12

6. Skisseoppsett og beregning av strukturelle elementer _______________ 12

6.1. Beregning av tannhjul ________________________________________ 12

6.2. Beregning av kroppselementer ______________________________________ 13

6.3. Beregning av salveringer _______________________________ 13

6.4. Beregning av lagerhetten __________________________________ 13

6.5. Gjennomføring av layouttegningen __________________________ 13

7. Valg og verifikasjonsberegning av kileforbindelser _______________14

8. Kontroll av beregning av akselen for utmattelsesutholdenhet ______________ 15

9. Kontrollere beregningen av lagrene til utgangsakselen for holdbarhet ___ 18

10. Valg og beregning av koblingen ___________________________ 19

11. Girkassesmøring __________________________________________ 19

12. Montering og justering av hovedgirkasseenhetene ___________________ 20

13. Liste over brukt litteratur ________________________________ 22

14. Vedlegg __________________________________________________ 23

Introduksjon.

En girkasse er en mekanisme som består av tannhjul eller snekkedrev, laget i form av en separat enhet og tjener til å overføre rotasjon fra motorakselen til akselen på arbeidsmaskinen.

Hensikten med girkassen er å senke vinkelhastigheten og følgelig å øke dreiemomentet til den drevne akselen sammenlignet med den drivende.

Girkassen består av en karosseri (støpejern eller sveiset stål), der overføringselementene er plassert - tannhjul, sjakter, lagre, etc. I noen tilfeller plasseres også smøreinnretninger for gir og lagre eller kjøleinnretninger i girkassehuset.

Girkasser er klassifisert i henhold til følgende hovedtrekk: overføringstype (gir, orm eller girorm); antall trinn (ett trinn, to trinn osv.); tannhjulstype (sylindrisk, skrå, skrå-sylindrisk, etc.); den relative posisjonen til girkassene i rommet (vannrett, loddrett); til særegenheter ved kinematisk ordning (distribuert, koaksial, med en todelt trinn, etc.).

Vinkelkasser brukes til å overføre bevegelse mellom aksler, hvis akser vanligvis krysser i en vinkel på 90. Gir med andre vinkler enn 90 er sjeldne.

Den vanligste typen skrågir er en vertikal girkasse med lav hastighet. Det er mulig å utforme girkassen med en vertikalt plassert høyhastighetsaksel; i dette tilfellet utføres stasjonen av en flenset elektrisk motor

Utvekslingsforholdet u for en-trinns skrågirkasser med tannhjul er som regel ikke mer enn 3; i sjeldne tilfeller u \u003d 4; for skrå eller buede tenner, u \u003d 5 (som unntak u \u003d 6,3).

For gir med tannhjul, er tillatt periferihastighet (langs stigningssirkelen til gjennomsnittlig diameter) v ≤ 5 m / s. Ved høyere hastigheter anbefales skrå tannhjul med sirkulære tenner for jevnere inngrep og større bæreevne.

2 Kinematisk og effektberegning av stasjonen.

2.1 Bestemmelse av rotasjonsfrekvensen til akslene til girkassen:

.

Rotasjonsfrekvens for første (inngangsaksel):

.

Rotasjonsfrekvens for den andre (utgående) akselen:

.

2.2 Beregning av antall tannhjul.

Beregnet antall tannhjul

bestemmes avhengig av verdien av girets girforhold:

Verdi

runde til et heltall i henhold til matematikkens regler :.

Anslått antall hjultenner

som kreves for implementering av girforholdet bestemmes av avhengigheten :.

Verdi

rund opp til et helt tall :.

2.3 Bestemmelse av det faktiske girforholdet:

.

2.4 Bestemmelse av effektiviteten til girkassen.

For skråutstyr

.

Roterende (last) øyeblikk på girkassens utgangsaksel:

.

På inngangsakselen:

.

2.5 Bestemmelse av nominelle lastmomenter på hver aksel, mekanismediagram.

Kraft på reduksjonsakselens utgangsaksel, kW:

kW, der: - dreiemoment for utgående aksel, - rotasjonsfrekvens for utgående aksel.

Anslått effekt av den elektriske motoren.

Ormekasse er en av klassene mekaniske girkasser. Girkasser er klassifisert etter typen mekanisk girkasse. Skruen som ligger under ormutstyret ser ut som en orm, derav navnet.

Girmotor er en enhet som består av en girkasse og en elektrisk motor, som er i en enhet. Snekkegearmotor etablert for å fungere som en elektromekanisk motor i forskjellige maskiner for generell bruk. Det er bemerkelsesverdig at denne typen utstyr fungerer perfekt både med konstant og variabel belastning.

I et snekkedrev skjer en økning i dreiemoment og en reduksjon i vinkelhastigheten til utgangsakselen på grunn av energiomdannelsen som inngår i den høye vinkelhastigheten og lave dreiemomentet på inngangsakselen.

Feil ved beregning og valg av girkassen kan føre til for tidlig feil og som en konsekvens i beste fall til økonomiske tap.

Derfor må arbeidet med beregning og valg av girkassen stole på erfarne designspesialister som vil ta hensyn til alle faktorer fra girkassens plassering i rom og driftsforhold til oppvarmingstemperaturen under drift. Etter å ha bekreftet dette med passende beregninger, vil spesialisten sørge for at den optimale girkassen for din spesifikke stasjon blir valgt.

Praksis viser at en riktig valgt girkasse gir en levetid på minst 7 år - for snekkegirkasser og 10-15 år for girkasser.

Valget av hvilken som helst girkasse utføres i tre trinn:

1. Velge type girkasse

2. Valg av størrelse (standardstørrelse) på girkassen og dens egenskaper.

3. Verifikasjonsberegninger

1. Velge type girkasse

1.1 Innledende data:

Kinematisk diagram av stasjonen med en indikasjon på alle mekanismene som er koblet til girkassen, deres romlige forhold i forhold til hverandre, som indikerer festepunktene og metoder for montering av girkassen.

1.2 Bestemmelse av plasseringen av aksene til akslene til girkassen i rommet.

Spor girkasser:

Aksen til inngangs- og utgangsakslene til girkassen er parallell med hverandre og ligger bare i ett horisontalt plan - en horisontal spiralformet girkasse.

Aksen til inngangs- og utgangsakslene til girkassen er parallell med hverandre og ligger bare i ett vertikalt plan - en vertikal spiralformet girkasse.

Aksen til inngangs- og utgangsakslene til girkassen kan være i hvilken som helst romlig posisjon, mens disse aksene ligger på en rett linje (sammenfaller) - en koaksial sylindrisk eller planetgir.

Tannhjulsgirkasser:

Aksen til inngangs- og utgangsakslene til girkassen er vinkelrett på hverandre og ligger bare i ett horisontalt plan.

Ormekasse:

Aksen til inngangs- og utgangsakslene til girkassen kan være i hvilken som helst romlig posisjon, mens de krysser i en vinkel på 90 grader til hverandre og ikke ligger i samme plan - en en-trinns snekkegirkasse.

Aksen til inngangs- og utgangsakslene til girkassen kan være i hvilken som helst romlig posisjon, mens de er parallelle med hverandre og ikke ligger i samme plan, eller de krysser i en vinkel på 90 grader til hverandre og ikke lyver i samme plan - en to-trinns girkasse.

1.3 Bestemmelse av monteringsmetode, monteringsposisjon og monteringsvariant av giret.

Måten giret er montert på og monteringsposisjonen (montering på et fundament eller på drivmekanismen til drivmekanismen) bestemmes individuelt ut fra de tekniske dataene som er oppført i katalogen for hvert gir.

Monteringsvarianten bestemmes i henhold til diagrammene gitt i katalogen. Diagrammene for "Monteringsalternativer" er gitt i delen "Betegnelse på girkasser".

1.4 I tillegg kan følgende faktorer tas i betraktning når du velger girtype

1) Støynivå

• den laveste - for snekkegirkasser
• den høyeste - for spiralformede og skrå girkasser

2) Effektivitetskoeffisient

• den høyeste - for planetariske og en-trinns spiralformede girkasser
• den laveste - i snekkedrev, spesielt to-trinns

Snekkegirkasser brukes fortrinnsvis i periodisk drift.

3) Materialforbruk for de samme dreiemomentverdiene på akselen med lav hastighet

• den laveste - for planetarisk en-trinns

4) Dimensjoner med samme girforhold og dreiemoment:

• den største aksiale - i koaksial og planetarisk
• den største i retningen vinkelrett på aksene - for sylindrisk
• den minste radiale - til planetariske.

5) Relativ kostnadsgni / (Nm) for de samme senteravstandene:

• den høyeste - i konisk
• det laveste - i planetarisk

2. Valg av størrelse (standardstørrelse) på girkassen og dens egenskaper

2.1. Innledende data

Drive kinematisk diagram som inneholder følgende data:

• type kjøremaskin (motor);
• påkrevd dreiemoment på utgående aksel Trequired, Nm, eller kraften til fremdriftssystemet Prequired, kW;
• rotasjonsfrekvens for inngangsakselen til girkassen n in, rpm;
• rotasjonsfrekvens for utgangsakselen til girkassen n ut, o / min;
• lastens art (ensartet eller ujevn, reversibel eller irreversibel, tilstedeværelsen og størrelsen på overbelastning, tilstedeværelsen av støt, støt, vibrasjoner);
• nødvendig varighet av girkassen i timer;
• gjennomsnittlig daglig arbeid i timer;
• antall starter per time;
• innkoblingsvarighet med belastning, PV%;
• miljøforhold (temperatur, varmefjerningsforhold);
• varigheten på å slå på under belastning;
• radial utkragbelastning påført i midten av landingsdelen av endene på utgangsakselen F ut og inngangsakselen F inn;

2.2. Når du velger størrelsen på girkassen, beregnes følgende parametere:

1) Utvekslingsforhold

U \u003d n inn / n ut (1)

Den mest økonomiske betjeningen av girkassen er ved en inngangshastighet på mindre enn 1500 o / min, og for å gjøre lengre problemfri drift av girkassen anbefales det å bruke en akselhastighet på mindre enn 900 o / min.

Utvekslingsforholdet er avrundet i riktig retning til nærmeste tall i henhold til tabell 1.

Tabellen velger hvilke girkasser som tilfredsstiller gitt girforhold.

2) Anslått dreiemoment på utgangsakselen til girkassen

T calc \u003d T req x K dir, (2)

Trequired - det nødvendige dreiemomentet på utgående aksel, Nm (startdata, eller formel 3)

K dir - koeffisient for driftsmodus

Med en kjent kraft fra fremdriftssystemet:

Trequired \u003d (Forutsatt x U x 9550 x effektivitet) / n in, (3)

Nødvendig - fremdriftssystemets kraft, kW

n in er rotasjonsfrekvensen til inngangsakselen til girkassen (forutsatt at akselen til fremdriftssystemet direkte overfører rotasjon til inngangsakselen til girkassen uten ekstra gir), o / min

U-girforhold for girkassen, formel 1

Effektivitet - effektiviteten til girkassen

Driftsmoduskoeffisienten er definert som produktet av koeffisientene:

For reduksjonsgir:

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

For snekkegirkasser:

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

K 1 - koeffisient av fremdriftssystemets type og egenskaper, tabell 2

K 2 - arbeidstabellens varighetskoeffisient 3

K 3 - koeffisienten til antall starttabeller 4

K PV - varighetskoeffisient for inneslutningstabell 5

K rev - reversibilitetskoeffisient, med ikke-reversibel drift K rev \u003d 1.0 med reversibel drift K rev \u003d 0.75

K h - koeffisient med tanke på ormparets plassering i rommet. Når ormen er plassert under hjulet, er K h \u003d 1.0, når den er plassert over hjulet, K h \u003d 1.2. Når ormen er plassert på siden av hjulet, er K h \u003d 1.1.

3) Beregnet radial utkragingsbelastning på girkassens utgangsaksel

F ut.beregning \u003d F ut x K dir, (6)

F ut - radial utkragbelastning påført midt på landingsdelen av endene på utgangsakselen (innledende data), N

K dir - koeffisient for driftsmodus (formel 4.5)

3. Parametrene til valgt girkasse må oppfylle følgende betingelser:

1) T nom\u003e T calc, (7)

T nom - det nominelle dreiemomentet på girkassens utgående aksel, gitt i denne katalogen i de tekniske egenskapene for hver girkasse, Nm

T calc - estimert dreiemoment på girkassens utgangsaksel (formel 2), Nm

2) F nom\u003e F ut kalk (8)

F nom er den nominelle utkragingsbelastningen midt i landingsdelen av girkassens utgangsakselender, gitt i de tekniske spesifikasjonene for hver girkasse, N.

F out.calc - beregnet radial utkragbelastning på girkassens utgangsaksel (formel 6), N.

3) P-inngangskalk< Р терм х К т, (9)

P in. Beregnet - den beregnede effekten til den elektriske motoren (formel 10), kW

P-term - termisk effekt, hvis verdi er gitt i girkassens tekniske egenskaper, kW

K t - temperaturkoeffisient, hvis verdier er gitt i tabell 6

Den beregnede effekten til den elektriske motoren bestemmes:

P in. Beregnet \u003d (T ut x n ut) / (9550 x effektivitet), (10)

T ut - estimert dreiemoment ved utgangsakselen til girkassen (formel 2), Nm

n ut - rotasjonsfrekvens for girkassens utgangsaksel, o / min

Effektivitet er effektiviteten til girkassen,

A) For spiralformede gir:

• enkelt-trinn - 0,99
• totrinn - 0,98
• tretrinn - 0,97
• firetrinns - 0,95

B) For skrå girkasser:

• enkelt-trinn - 0,98
• totrinn - 0,97

B) For skrå-spiralformede girkasser - som et produkt av verdiene til skråstillingen og sylindriske deler av girkassen.

D) For snekkegirkasser er effektiviteten gitt i de tekniske dataene for hver girkasse for hvert girforhold.

Lederne i selskapet vårt vil hjelpe deg med å kjøpe en ormgirkasse, finne ut kostnadene for girkassen, velge de riktige komponentene og hjelpe deg med spørsmål som oppstår under drift.

Tabell 1

tabell 2

Ledende maskin	Generatorer, heiser, sentrifugalkompressorer, jevnt belastede transportbånd, væskeblandere, sentrifugalpumper, girpumper, skruer, bommekanismer, blåser, vifter, filtreringsanordninger.	Vannbehandlingsanlegg, ujevnt belastede transportbånd, vinsjer, kabeltromler, understell, sving, kranheiser, betongblandere, ovner, overføringsaksler, kuttere, knusere, fabrikker, utstyr for oljeindustrien.	Stansepresser, vibrerende enheter, sagbruk, siktemaskiner, ensylindrede kompressorer.	Utstyr for produksjon av industrielle gummivarer og plast, blandemaskiner og utstyr for strukturelle former.
Elektrisk motor, damp turbin
4, 6 sylindrede forbrenningsmotorer, hydrauliske og pneumatiske motorer
1, 2, 3-sylindrede forbrenningsmotorer

Tabell 3

Tabell 4

Tabell 5

Tabell 6

kjøling	Omgivelsestemperatur, С о	Inklusjonens varighet, PV%.
Reduksjon uten utenforstående kjøling.
Reduksjon med vannkjølt spiral.

Den nødvendige drivkraften bestemmes av formelen:

hvor T 2 - moment på utgående aksel (Nm);

n 2 - rotasjonsfrekvensen til utgangsakselen (o / min).

Bestemmelse av den nødvendige kraften til den elektriske motoren.

Den nødvendige kraften til den elektriske motoren bestemmes av formelen

hvor η redusering - girkasse effektivitet;

I henhold til det kinematiske diagrammet til en gitt drivenhet bestemmes girkassens effektivitet av avhengigheten:

η redusering = η engasjement η 2 lagre η koblinger ,

hvor η engasjement - effektiviteten av giringen aksepterer η engasjement = 0,97 ;

η lagre - effektiviteten til et par rullende lagre; aksepterer η lagre = 0,99 ;

η koblinger - koblingseffektivitet; aksepterer η koblinger = 0,98 .

1.3. Bestemmelse av rotasjonsfrekvensen til den elektriske motorens aksel.

Vi bestemmer revolusjonsområdet der den elektriske motorens synkronhastighet kan lokaliseres i henhold til formelen:

n fra = un 2 ,

hvor u - girforhold på scenen; velg utvekslingsforholdet, som anbefales for ett trinn av en sylindrisk giroverføring i området fra 2 til 5.

for eksempel: n fra = un 2 \u003d (2-5) 200 \u003d 400 - 1000 o / min.

1.4. Valget av elektrisk motor.

I henhold til den nødvendige kraften til den elektriske motoren R forbrukes (tar hensyn til det R e-post ≥ R forbrukes) og synkron akselhastighet n fra velg en elektrisk motor:

serie ... ..

makt R \u003d …… kW

synkron hastighet n fra \u003d ... ..Ob / min

asynkron hastighet n 1 \u003d… ..Rpm.

Fig. 1. Skisse av elektromotoren.

1.5. Bestemmelse av girforholdet til girkassen.

I henhold til den beregnede verdien av girforholdet velger vi standardverdien, med tanke på feilen, fra et antall girforhold. Vi aksepterer u kunst. = ….. .

1.6. Bestemmelse av hastigheter og dreiemoment på akslene til girkassen.

Inngangsakselhastighet n 1 \u003d… .. o / min.

Utgangsakselhastighet n 2 \u003d… .. o / min.

Dreiemoment på hjulet på utgangsakselen:

Inngangsaksel girmoment:

2. BEREGNING AV DET STENGTE GIRET.

2.1. Designberegning.

1. Valg av hjulmateriale.

for eksempel:

Tannhjul

HB = 269…302 HB = 235…262

HB 1 = 285 HB 2 = 250

2. Bestem tillatte spenningskontakter for gir og hjultenner :

hvor  H lim - utholdenhetsgrensen for tennens kontaktflate, som tilsvarer basen antall sykluser med vekslende påkjenninger; bestemmes avhengig av hardheten på tennens overflate eller en numerisk verdi er satt;

for eksempel:  H lim = 2HB+70.

S H - sikkerhetsfaktor; for tannhjul med homogen materialestruktur og tennens overflatehardhet HB  350 anbefales S H = 1,1 ;

Z N - holdbarhetskoeffisient; for girkasser med langvarig drift med konstant belastningsmodus, anbefales det Z N = 1 .

Til slutt blir den minste av de to verdiene av de tillatte kontaktspenningene på hjulet og giret tatt som den tillatte kontaktspenningen [  H ] 2 og [  H ] 1:[ H ] = [ H ] 2 .

3. Bestem midtavstanden fra tilstanden til kontaktutholdenhet til de aktive overflatene på tennene .

hvor E etc - redusert elastisitetsmodul for hjulmaterialer; for stålhjul kan adopteres E etc \u003d 210 5 MPa;

 ba - koeffisienten til hjulets bredde i forhold til midtavstanden; for hjul som er symmetrisk plassert i forhold til støttene, anbefales det ψ ba = 0,2 – 0,4 ;

TIL H  - belastningskonsentrasjonsfaktor i beregningen av kontaktspenninger.

For å bestemme koeffisienten TIL H  det er nødvendig å bestemme forholdet mellom tannhjulets relative bredde i forhold til diameteren ψ bd : ψ bd = 0,5ψ ba (u1) \u003d… ...

I henhold til grafen på figuren ... .. tar vi hensyn til girets plassering i forhold til støttene, med HB  350, i henhold til koeffisientens verdi ψ bd Vi finner: TIL H  = ….. .

Vi beregner senteravstanden:

for eksempel:

For girkasser er senteravstanden avrundet i henhold til et antall standard senteravstander eller en rad Ra40 .

Vi tildeler og W \u003d 120 mm.

4. Bestem overføringsmodulen.

m = (0,01 – 0,02)og W \u003d (0,01 - 0,02) 120 \u003d 1,2 - 2,4 mm.

For et antall moduler fra det oppnådde intervallet tildeler vi standardverdien til modulen: m \u003d 2 mm.

5. Bestem antall tenner på giret og hjulet.

Totalt antall gir- og hjultenner bestemmes ut fra formelen: og W = m(z 1 +z 2 )/2;

herfra z   = 2og W /m \u003d… ..; aksepterer z  = ….. .

Antall girtenner: z  1 = z  /(u1) \u003d… ..

For å eliminere underbud z 1 ≥ z min ; for tannhjul z min \u003d 17. Vi aksepterer z 1 = ….. .

Antall hjultenner: z 2 = z  - z 1 \u003d .. Anbefalt z 2  100 .

6. Vi avklarer girforholdet.

Bestem det faktiske girforholdet ved hjelp av formelen:

Feilen i verdien av det faktiske girforholdet fra den beregnede verdien:

Designnøyaktighetsbetingelsen er oppfylt.

For girforholdet til girkassen vi tar u faktum = ….. .

7. Bestem de grunnleggende geometriske dimensjonene til giret og hjulet.

For hjul som er kuttet uten verktøyforskyvning:

start sirkeldiameter

d W = d

engasjementsvinkel og profilvinkel

α W = α = 20º

stigdiameter

d 1 = z 1 m

d 2 = z 2 m

tannspissdiameter

d a1 = d 1 +2 m

d a2 = d 2 +2 m

hulromsdiameter

d f 1 = d 1 –2,5 m

d f 2 = d 2 –2,5 m

tannhøyde

h = 2,25 m

bredde på girutstyr

b w = ψ ba og W

gir- og hjulfelgbredde

b 2 = b w

b 1 = b 2 + (3 - 5) \u003d… ... Vi aksepterer b 1 \u003d… .. mm.

sjekk verdien på senteravstanden

en w = 0,5  (d 1 + d 2 )

Eksempel 1

Bestem girutvekslingen til giroverføringen (fig. 19), antall omdreininger til den drevne akselen og den totale effektiviteten (effektiviteten), hvis antall tenner på hjulene er like: z 1 =30, z 2 =20, z 3 =45, z 4 =30, z 5 =20, z 6 =120, z 7 =25, z 8 =15 ; drivakselhastighet n 1 \u003d 1600 o / min.

Beslutning

Mekanismen består av fire trinn: to sylindriske z 1 - z 2 , z 3 - z 4 eksternt utstyr, sylindrisk z 5 - z 6 internt utstyrt og konisk z 7 - z 8 .

Det totale girforholdet til en flertrinns girkasse er lik produktet av girforholdet i hvert trinn som danner denne girmekanismen. For denne saken

.

Skiltet (-) indikerer at hjulets rotasjonsretning i disse parene er motsatt. Hjulens rotasjonsretning kan i dette tilfellet også bestemmes ved å plassere pilene på diagrammet (fig. 19).

Antall omdreininger av den drevne akselen bestemmes gjennom girforholdet
rpm

Den generelle effektiviteten til girmekanismen er

hvor de numeriske verdiene er tatt i henhold til tilstanden til problemet T1.

Eksempel 2

Her
,
,
- girforhold for den konverterte mekanismen (carrier H stoppet og det stasjonære hjulet snurrer z 3 ). Det resulterende girforholdet med "+" -tegnet indikerer tilfeldigheten av rotasjonsretningene til driv- og drivakslene.

Eksempel 3

Beslutning

Som i eksempel 2 tilhører denne mekanismen et ettrinns planetgir og girforholdet fra bæreren H til rattet z 1 bestemt av holdningen

Eksempel 4

Beslutning

Et komplekst tannhjulstog består av to trinn: det første trinnet er et enkelt sylindrisk par med ekstern giring z 1 -z 2, det andre trinnet er et planetgir H-z 5 overføre rotasjonsbevegelse fra bæreren H til rattet z 5 via satellitt z 4 ... Rotasjonsretningen til utgangsakselen bestemmes av et algebraisk tegn.

1. For en totrinns girkasse blir det totale girforholdet funnet gjennom girforholdene for hvert trinn, dvs.

.

Det resulterende girforholdet
, som indikerer en økning i rotasjonsfrekvensen til utgangsakselen, og tegnet "+" indikerer at rotasjonsretningene til akslene faller sammen.

2. Bestem vinkelhastigheten til utgangsleddet og dens vinkelakselerasjon

glad / s,

rad / s 2.

3. Siden rotasjonen av hjulene akselereres (vi antar jevnt akselerert), vil tiden hvor vinkelhastighetene vil dobles bli bestemt av avhengigheten

,

hvor og - henholdsvis vinkelhastigheter i begynnelsen og slutten av den vurderte tidsperioden
... Herfra

fra.

4. Bestem den totale effektiviteten til overføringen

Oppgave T2

Utgangsleddet til mekanismen vist i diagrammene (fig. 23-32) utfører en frem- og tilbakegående bevegelse og belastes på arbeidsslaget med en konstant kraft F c (eller øyeblikk T fra) nyttig motstand. I tomgang, med motsatt retning av utgangsleddet, er det ingen nyttig motstand, men skadelige fortsetter å handle. Tatt i betraktning effekten av friksjon i kinematiske par, når det gjelder effektivitet mekanismen må bestemmes:

1) kjøreøyeblikk T d , konstant i størrelse, som må påføres inngangsleddet under jevn bevegelse med en syklus som består av arbeids- og tomgangsslag;

2) arbeid med friksjonskrefter ved arbeids- og tomgangsslag, med tanke på at skadelig motstand er konstant ved hvert slag, men under arbeidsslaget er det tre ganger mer enn ved tomgang;

3) endringen i den kinetiske energien til mekanismen under arbeidsslaget og under tomgangsslaget;

4) kraften som kreves fra stasjonen når inngangslinken roterer med en gjennomsnittlig hastighet og gjennomsnittlig (for en hel revolusjon) kraft av nyttig motstand og friksjonskrefter.

Løsningen på dette problemet er basert på bevegelsesligningen til mekanismen, som etablerer en sammenheng mellom endringen i kinetisk energi og kreftens arbeid (loven om kinetisk energi). Arbeidet med krefter og øyeblikk bestemmes henholdsvis av de lineære eller vinkelforskyvningene av leddene de virker på. I denne forbindelse er det nødvendig å bestemme posisjonen til mekanismen ved de ekstreme posisjonene til utgangsleddet. Forskyvningene av koblingene, lineære og vinklede, kan bestemmes ut fra en skalert tegning eller beregnes analytisk. Lenkens dimensjoner, i henhold til deres betegnelser på mekanismediagrammet, og andre nødvendige verdier er gitt i tabellene med numeriske data, hvor - effektivitetskoeffisient, og i alternativ 9 m - tannstangsmodul, z - antall tenner på hjulet.

Tabell 17

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
OA, mm
OS, mm
Sol, mm
AB, mm
T fra , Nm
, rad / s

Tabell 18

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
OA,mm
AB,mm
F c , H
, rad / s

Tabell 19

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
OA, mm
OV, mm
T fra , Nm
, rad / s

Tabell 20

	Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
	OA,mm
	ОВ,mm
	BC \u003d BD, mm
	F c , H
	, rad / s

Tabell 21

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
R, mm
OA, mm
F c , H
, rad / s

Tabell 22

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
OA, mm
ОВ,mm
BD, mm
F c , H
, glad / s

Tabell 23

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
OA, mm
e, mm
F c , H
, rad / s

Tabell 24

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
R, mm
OA,mm
r, mm
F c , H
, rad / s

Tabell 25

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
OA,mm
AB,mm
m, mm
T fra, Nm
, rad / s

Tabell 26

Kvantiteten	Det nest siste sifferet i krypteringen
OA,mm
OV, mm
F c , H
, rad / s

Oppgavens rekkefølge. Først er det nødvendig å bygge en mekanisme i ekstreme posisjoner, og i gitte retninger for vinkelhastigheten til inngangsleddet
og konstant styrke F fra (eller øyeblikk T fra) den nyttige motstanden for å stille arbeids- og tomgangsslag.

Når du grafisk bestemmer linjære og vinkelforskyvninger av koblingene, er det nødvendig å fjerne fra tegningen:

1) for inngangslinken, dens rotasjonsvinkler ved arbeidsslaget og på tomgang x;

2) for utgangsleddet under sin frem- og tilbakegående bevegelse, lineær forskyvning, dvs. bevege seg s, eller med sin gjengjeldende bevegelse, svingevinkelen
.

For å bestemme sonene til arbeids- og tomgangsslag for inngangslink, er det nødvendig å ta hensyn til forbindelsen av bevegelsen med den viste handlingsretningen til den nyttige motstanden, som under arbeidsslaget skal forhindre bevegelse av utgangslinken.

I varianter 5 og 8 brukes formtilpasning av leddene i det øvre paret, noe som forhindrer at leddene beveger seg bort fra hverandre: i variant 8, radiusrullen r ruller i et sirkulært spor av inngangsleddet, dekket av sporets ytre og indre profiler; i alternativ 5 er den runde eksentriske omgitt av rammen til utgangsleddet.

Algoritme nr. 1

Beregning av lukket tann

Sylindrisk utstyr

Al g o r og t m

beregning lukket tannetanspore og spiralformet

sylindrisk utstyr

Referansebeviset skal inneholde følgende informasjon:

Girakselkraft ................. .P 1, kw;

Girhastighet .................. n 1, rpm;

Hjulhastighet ....................... n 2, rpm;

(andre parametere kan angis, definere

tidligere);

Reversibilitet av overføring;

Overføringstid ............................ t g, år;

Årlig utnyttelsesgrad .... K g;

Daglig bruksrate ... K fra;

lastehistogram:

Punkt 1.Utarbeidelse av designparametere.

1.1. Foreløpig bestemmelse av girutvekslingen

Enig med standardverdier (tabell 1.1). Velg nærmeste standardverdi U.

Faktisk hastighet på utgående aksel

RPM (2)

Avvik fra verdien av den tekniske oppgaven

(3)

1.2. Dreiemoment på drevet

1.3. Sendetid

t = t g (år) × 365 (dager) × 24 (timer) × TILr × TILs, time. (fem)

Punkt 2.Materialvalg . Bestemmelse av tillatte spenninger for designberegning.

2.1. Valg av materiale (tabell 1.2). Videre presentasjon vil være parallelt: for tannhjul - i venstre kolonne, for spiralformet utstyr - i høyre kolonne.

I henhold til det valgte materialet og overflatehardheten er hoveddesignkriteriet kontaktstyrken.

2.2. Tillatte spenninger på tannhjulets kontakt.

Beregning av disse tillatte spenningene forhindrer utmattelse av fliser av arbeidsflater i løpet av en gitt levetid t.

(6)

hvor Z R - koeffisient med tanke på overflateruhet (tabell 1.3).

Z V - koeffisient med tanke på periferihastigheten. Ved de gitte verdiene av sjaktenes rotasjonshastighet er det mulig å forutsette å anta i hvilket intervall den perifere overføringshastigheten ligger (tabell 1.3).

S H - sikkerhetsfaktor (tabell 1.3).

Z N - holdbarhetskoeffisient

(7)

N HG - basis antall sykluser

N GH = (HB) 3 £ 12 × 10 7. (8)

For spiralformet utstyr, hvis det har det HB\u003e 350, konverter enheter HRC i enheter HB (Tabell 1.4).

N HE

N HE 1 \u003d 60 × n 1 × t× e H. (9)

e H - ekvivalenskoeffisient, som bestemmes ut fra lasthistogrammet

, (10)

hvor T maks - den største av de lange skuespillmomentene. I vårt tilfelle vil dette være øyeblikket T, effektiv t 1 del av den totale kjøretiden t; deretter q 1 \u003d 1.

T i - hvert påfølgende trinn i lasten som virker i løpet av tiden t i \u003d t i × t... Den første fasen av histogrammet, med samme belastning T topp \u003d q topp × T, blir ikke tatt med i beregningen av antall sykluser. Denne belastningen har en herdende effekt på overflaten med et lite antall sykluser. Den brukes til å teste statisk styrke.

m - graden av utmattelseskurve lik 6. Dermed

Ekvivalenskoeffisienten viser at øyeblikket Tgyldig for e H × ttid, har samme utmattelseseffekt som den virkelige belastningen, tilsvarende lasthistogrammet over tid t.

s Hlim - grensen for tannhjulets kontaktutholdenhet når basen antall sykluser er nådd N HG(Tabell 1.5).

Beregnede tillatte kontaktspenninger for overføring

Punkt 3. Valg av beregningskoeffisienter.

3.1 Valg av lastfaktor. Lastfaktoren for foreløpige beregninger velges fra intervallet

K H \u003d 1,3 ... 1,5. (16)

Hvis tannhjulene er plassert symmetrisk i forhold til støttene i beregnet gir, K H valgt nærmere den nedre grensen. For spiralformede gir K H tas mindre på grunn av en jevnere operasjon og derfor mindre dynamisk belastning.

3.2. Valget av forholdet mellom bredden på tannhjulet (tabell 1.6). For girstasjoner anbefales det:

- for flertrinns y a \u003d 0,315 ... 0,4;

- for en-trinns y a \u003d 0,4 ... 0,5;

den øvre grensen er valgt for spiralformede gir;

- for chevrongir y a \u003d 0,630 ... 1,25.

Punkt 4.Design beregning av overføring.

4.1. Bestemmelse av senteravstand.

For et lukket gir, hvis begge eller minst ett av hjulene har en hardhet på mindre enn 350 enheter, blir beregningen beregnet for utmattelseskontaktstyrke for å forhindre spalling i løpet av en gitt levetid t.

, mm. (17)

Her T 1 - øyeblikk på akselen gir i Nm.

Numerisk koeffisient:

Ka = 450;

Ka= 410.

Den beregnede senteravstanden tas som nærmeste standard i henhold til tabell 1.7.

4.2. Velge en normal modul. For tannhjul med HB£ 350 for minst ett hjul anbefales det å velge normal modul fra følgende forhold

. (18)

Skriv ned alle standardverdiene for normalmodulen (tabell 1.8) som er inkludert i intervallet (18).

Som en første tilnærming bør man tilstrebe valget av minimumsmodul, men for kraftoverføringer anbefales ikke en modul mindre enn 1,25 mm. Når du velger en modul for tannhjul, for å unngå modifisering av giret, er det nødvendig at det totale antallet tenner

viste seg å være et heltall. Deretter

Hvis brøknummeret er avrundet til nærmeste heltall, og antall tenner på hjulet

4.3. For spiralformet overføring av antall tenner

Antall tenner skal avrundes til nærmeste hele tall.

4.5. Delende diametre

Beregn diametre til tredje desimal.

Sjekk

For umodifisert overføring og for modifisering i stor høyde må den være nøyaktig til tredje desimal.

4.6. Diameter på fremspring

4.7. Hulromdiameter

(26)

4.8. Anslått hjulbredde

I en split-par transmission, bredden på hvert hjul i split-pair

I chevron gir, full hjulbredde

hvor C - bredden på det midterste sporet for verktøyutgangen, valgt fra tabell 1.16. Spordiameteren er 0,5 × mindre enn spordiameteren m.

4.9. Slutt grad av overlapping

. (31)

4.10. Perifer hastighet

Hvis hastigheten avviker fra den omtrentlige hastigheten som er vedtatt i punkt 2.2 når koeffisienten bestemmes K V, bør du gå tilbake til punkt 2.2 og avklare tillatte belastninger.

I henhold til den perifere hastigheten, velg graden av overføringsnøyaktighet (tabell 1.9). For overføringer av generell konstruksjon med hastigheter på ikke mer enn 6 m / s for tenner og ikke mer enn 10 m / s for spiralformede gir, velges den 8. grad av nøyaktighet. Tannhjulet kan bearbeides i henhold til den 7. nøyaktighetsgraden, og etter overflateherding med HFC vil de resulterende deformasjonene overføre girparametrene til den 8. nøyaktighetsgraden.

Punkt 5. Verifikasjonsberegninger.

5.1. For verifiseringsberegninger, både for kontakt og bøyestyrke, bestemmer vi belastningsfaktorene.

. (33)

. (34)

K HV og K FV - koeffisienter for intern dynamisk belastning. De er valgt fra tabell 1.10. Hvis hastighetsverdien faller innenfor området, beregnes koeffisienten ved interpolasjon.

K H b og K F b - lastkonsentrasjonsfaktorer (ujevn lastfordeling langs kontaktlinjene). Verdiene deres er valgt fra tabell 1.11 ved interpolering.

K H a og K F a - koeffisientene for lastfordelingen mellom tennene. Valgt fra tabell 1.12 ved interpolasjon.

5.2. Kontakt spenningskontroll

. (35)

Z E er den materielle faktoren. For stål

Z E \u003d 190.

Z e - faktor for å ta hensyn til den totale lengden på kontaktlinjer

Rettannet; (36)

Spiralformet; (37)

Z H er formfaktoren til paringsflater. Valgt fra tabell 1.13 ved interpolasjon.

F t - perifer kraft

Avvik

. (39)

Skilt (+) indikerer underbelastning, tegn (-) - overbelastning.

R E K O M E N D A C I

Både under- og overbelastning er ikke tillatt mer enn 5%.

Hvis Ds H vil gå utover ± 20%, så for en giroverføring med standardparametere må senteravstanden endres a W og gå tilbake til punkt 4.2.

Hvis Ds H går utover ± 12%:

I tilfelle underbelastning, reduser y a og gå tilbake til punkt 4.8.

Ved overbelastning - øk ya, ikke overskrid de anbefalte verdiene for denne typen overføring, og gå tilbake til punkt 4.8. Du kan endre tannoverflatens hardhet innenfor de anbefalte grensene og gå tilbake til trinn 2.

Hvis Ds H vil være mindre enn 12%, kan de tillatte spenningene korrigeres ved varmebehandling og gå tilbake til punkt 2.

5.3. Bøying av utmattethetstesting.

5.3.1. Tillatte bøyningsspenninger

. (40)

Testing av disse påkjenningene forhindrer utmattelsessprekker ved tannroten i en gitt levetid t og som et resultat tannskader.

Y R - ruhetskoeffisienten til overgangskurven (tabell 1.14).

Y X - skaleringsfaktor (tabell 1.14).

Y d - koeffisient for materialfølsomhet for spenningskonsentrasjon (tabell 1.14).

Y A - koeffisient for lastreversibilitet (tabell 1.14).

Y N - holdbarhetskoeffisient. Beregnes separat for gir og hjul

N FG er basen antall sykluser. For ståltenner

N FG \u003d 4 × 10 6. (42)

m - graden av utmattelseskurve. I forrige og påfølgende formler for beregning av utmattelsesbøyestyrke:

For herdet stål

for herdet stål

N FE 1 - ekvivalent antall girsykluser

N FE 1 \u003d 60 × n 1 × t× e F. (43)

e F - ekvivalenskoeffisient

. (44)

I henhold til lasthistogrammet, som i beregningen for kontaktstyrke,

Tilsvarende antall hjulsykluser

S F og s Flim- sikkerhetsfaktor og tannutholdsgrense er valgt fra tabell 1.15.

5.3.2. Bøyningsspenninger. Defineres separat for gir og hjul

. (47)

Y FS - tannformfaktor

. (48)

X - verktøyskiftfaktor.

Z V - tilsvarende antall tenner

Y e - koeffisient med tanke på overlappingen av tennene i masken

Y b - koeffisienten til hellingsvinkelen til tannen

. (53)

Hvis en Y b viste seg å være mindre enn 0,7, bør du ta

Y b \u003d 0,7

Driftsspenningene bestemmes for hvert gir eller for det med et lavere forhold

Faktisk bøyestyrke

Verdien av sikkerhetsfaktoren for utmattelsesbøyestyrke indikerer graden av pålitelighet i forhold til sannsynligheten for tannbrudd. Jo større denne koeffisienten er, desto lavere er sannsynligheten for tannutmattelsesbrudd.

5.4. Test for statisk kontaktstyrke.

. (56)

T maks=

[s] Hmax - tillatte statiske kontaktspenninger.

For forbedrede tenner

. (57)

Disse tillatte spenningene forhindrer plastisk deformasjon av overflatelagene på tannen.

Flyttepunktet s T kan velges fra tabell 1.2.

For overflateherdede tenner, inkludert HFC herdet

. (58)

Disse tillatte spenningene forhindrer sprekker i overflatelagene i tannen.

5.5. Bøying av statisk styrketest. Kontrollen gjøres for gir og hjul

. (59)

Tillatte statiske bøyningsspenninger. For forbedrede og overflateherdede tenner

. (60)

Testing mot disse tillatte spenningene forhindrer øyeblikkelig tannbrudd når giret er overbelastet.

Tabell 1.1

Tabell 1.2

Stålkvalitet	Varmebehandling	Seksjonsstørrelse, mm, ikke mer	Overflatehardhet HB eller HRC	Strekkfasthet s b, MPa	Utbyttepunkt s T, MPa
	Forbedring		HB 192...228
	Forbedring av normalisering		HB170...217 HB 192...217
	Forbedring av normalisering		HB 179...228 HB 228...255	...800
40X	Forbedring Forbedring Forbedring	100...300 300...500	HB 230...280 HB 163...269 HB 163...269
40ХН	Forbedring Forbedring Herding	100...300	HB 230...300 HB³241 HRC 48...54
20X	Sementering		HRC 56...63
12ХН3А	Sementering		HRC 56...63
38HMYUA	Nitrering	-	HRC 57...67

Merk. Seksjonsstørrelse betyr radiusen på arbeidsstykket på girakselen eller tykkelsen på felgen.

Tabell 1.3

Tabell 1.4

HRC
HB

Tabell 1.5

Tabell 1.6

Tabell 1.8

Tabell 1.9

Tabell 1.10

Nøyaktighet	Hardhet på tannflater	Overføringstype	K HV	K FV
Perifer hastighet V, m / s
	HB 1 og HB 2\u003e 350	rett	1,02	1,12	1,25	1,37	1,5	1,02	1,12	1,25	1,37	1,5
skjev	1,01	1,05	1,10	1,15	1,20	1,01	1,05	1,10	1,15	1,20
HB 1 eller HB 2 £ 350	rett	1,04	1,20	1.40	1,60	1,80	1,08	1,40	1,80	-	-
skjev	1,02	1,08	1,16	1,24	1,32	1,03	1,16	1,32	1,48	1,64
	HB 1 og HB 2\u003e 350	rett	1,03	1,15	1,30	1,45	1,60	1,03	1,15	1,30	1,45	1,60
skjev	1,01	1,06	1,12	1,18	1,24	1,01	1,06	1,12	1,18	1,24
HB 1 eller HB 2 £ 350	rett	1,05	1,24	1,48	1,72	1,96	1,10	1,48	1,96	-	-
skjev	1,02	1,10	1,19	1,29	1,38	1,04	1,19	1,38	1,57	1,77
	HB 1 og HB 2\u003e 350	rett	1,03	1,17	1,35	1,52	1,70	1,03	1,17	1,35	1,52	1,70
skjev	1,01	1,07	1,14	1,21	1,28	1,01	1,07	1,14	1,21	1,28
HB 1 eller HB 2 £ 350	rett	1,06	1,28	1,56	1,84	-	1,11	1,56	-	-	-
skjev	1,02	1,11	1,22	1,34	1,45	1,04	1,22	1,45	1,67	-

Tabell 1.11

Koeffisient K H b på HB £ 1 350 eller HB 2 £ 350
Girkasse design	Koeffisient y d \u003d b W/d 1
0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6	1,8	2,0
Utkrag utstyr med kulelager	1,09	1,19	1,3	-	-	-	-	-	-	-
Utkrag utstyr på rullelager	1,07	1,13	1,20	1,27	-	-	-	-	-	-
Høyhastighetspar av en to-trinns reduksjonsenhet for en distribuert ordning	1,03	1,06	1,08	1,12	1,16	1,20	1,24	1,29	-	-
Lavhastighets par med to-trinns koaksial girkasse	1,02	1,03	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,24	1,30
Lavhastighetspar med to trinns reduksjonsventil for utvidet og koaksialt opplegg	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,13	1,16	1,19	1,25
Entrins spiralformet girkasse	1,01	1,02	1,02	1,03	1,04	1,06	1,08	1,10	1,14	1,18
Langsom hastighet par med to trinns redusering med variabel høyhastighets trinn	1,01	1,02	1,02	1,02	1,03	1,04	1,05	1,07	1,08	1,12
Koeffisient K F b\u003d (0,8 ... 0,85) × K H b³1

Tabell 1.12

Tabell 1.14

Koeffisient	Koeffisientnavn	Koeffisientverdi
Y R	Grovhetskoeffisient for overgangskurven	Gear hobbing og sliping Y R\u003d 1. Polering Y R\u003d 1,05 ... 1,20. Høyere verdier for HDTV-forbedring og herding.
Y X	Dimensjonsfaktor (skaleringsfaktor)	Stål: volumetrisk varmebehandling Y X\u003d 1,03 - 0,006 × m; £ 0,85 Y X£ 1. Overflateherding, nitrering Y X\u003d 1,05 - 0,005 × m; £ 0,8 Y X£ 1. Sfæroid grafittstøpejern Y X\u003d 1,03 - 0,006 × m; £ 0,85 Y X£ 1. Grått støpejern Y X\u003d 1.075 - 0.01 × m; £ 0.7 Y X£ 1.
Y d	Koeffisient for materialfølsomhet for spenningskonsentrasjon	Y d \u003d 1,082 - 0,172 × lG m.
Fortsettelse av tabell 1.14
Y A	Reversibilitetskoeffisient	Med irreversibelt arbeid Y A\u003d 1. I omvendt drift med lik belastning i begge retninger: for normalisert og herdet stål Y A\u003d 0,65; for herdet stål Y A\u003d 0,75; for nitrert stål Y A=0,9.

Tabell 1.15

Varmebehandling	Overflatehardhet	Stålkarakterer	s Flim, MPa	S F med sannsynligheten for ikke-ødeleggelse
				normal	økt
Normalisering, forbedring	180...350 HB	40,45,40X, 40XH, 35XM	1,75 × ( HB)	1,7	2,2
Bulkherding	45...55 HRC	40X, 40XH, 40XFA	500...550	1.7	2,2
HFC gjennom herding	48...52 HRC	40X, 35XM, 40XH	500...600	1,7	2,2
HFC overflateherding	48...52 HRC	40X, 35XM, 40XH	600...700	1,7	2,2
Nitrering	57...67 HRC	38HMYUA	590...780	1,7	2,2
Sementering	56...63 HRC	12ХН3А	750...800	1,65...1,7	2...2,2

Tabell 1.16

Modul	Tannhelling vinkel b 0	Modul	Tannhelling vinkel b 0
m, mm				m, mm
	Rillebredde C, mm		Rillebredde C, mm
2,5
3,0
3,5