Dizayn tapşırığı 3

1. Elektrik mühərrikinin seçilməsi, sürücünün kinematik və gücünün hesablanması 4

2. Sürət qutusunun dişli çarxlarının hesablanması 6

3. Sürət qutusu vallarının ilkin hesablanması 10

4. SÜRÜT QUTUSU QURUMU 13

4.1. Ötürücülərin və təkərlərin struktur ölçüləri 13

4.2. Sürət qutusu korpusunun struktur ölçüləri 13

4.3 Sürət qutusunun yerləşdirilməsi 14

5. YOLDAĞININ SEÇİLMƏSİ VƏ DAVAMLILIĞININ YOXLANMASI, DƏSTƏK REAKSİYASI 16

5.1. Sürücü mili 16

5.2 Sürücü val 18

6. YORĞUNLUQ GÜVƏ EHTİYATI. Şaftların dəqiq hesablanması 22

6.1.Sürücü mili 22

6.2 Sürücü val: 24

7. Açarların hesablanması 28

8. YAĞ YAĞININ SEÇİLMƏSİ 28

9.MÜTƏRQİQAT QUTUSU 29

ƏDƏBİYYAT 30

Dizayn tapşırığı

Kəmər konveyerini idarə etmək üçün bir pilləli üfüqi spiral ötürücü qutunun layihələndirilməsi.

Kinematik diaqram:

1. Elektrik mühərriki.

2. Elektrik mühərrikinin birləşməsi.

3. Ötürücü.

4. Təkər.

5. Barabanın birləşməsi.

6. Bantlı konveyer barabanı.

Texniki tələblər: konveyer tamburunun gücü P b = 8,2 kVt, tamburun fırlanma sürəti n b = 200 rpm.

1. Elektrik mühərrikinin seçilməsi, sürücünün kinematik və gücünün hesablanması

Bir cüt təkər dişlisinin səmərəliliyi η h = 0,96; bir cüt yuvarlanan rulmanların itkilərini nəzərə alan əmsal, η PC = 0,99; Debriyaj səmərəliliyi η m = 0,96.

Ümumi sürücü səmərəliliyi

η ümumiyyətlə =η m 2 ·η PC 3 ·η h = 0,97 2 0,99 3 0,96=0,876

Baraban şaftındakı güc P b = 8,2 kVt, n b=200 rpm. Tələb olunan motor gücü:

R dv =
=
= 9,36 kVt

N dv = n b·(2...5)=
= 400…1000 rpm

Lazım olan gücə əsasən elektrik mühərriki seçirik R dv=9,36 kVt, üç fazalı dələ qəfəsli elektrik mühərriki 4A seriyası, qapalı, üfürülür, sinxron sürəti 750 rpm 4A160M6U3, parametrləri ilə R dv=11,0 kVt və sürüşmə 2,5% (GOST 19523-81). Nominal mühərrik sürəti:

n dv= rpm

Ötürücü nisbəti i= u= n nom / n b = 731/200=3,65

Bütün sürücü vallarında fırlanma sürətlərini və bucaq sürətlərini təyin edirik:

n dv = n nom = 731 rpm

n 1 = n dv = 731 rpm

rpm

n b = n 2 = 200.30 rpm

elektrik mühərrikinin fırlanma sürəti haradadır;

- elektrik mühərrikinin nominal fırlanma sürəti;

- yüksək sürətli şaftın fırlanma sürəti;

- aşağı sürətli şaftın fırlanma sürəti;

i= u - dişli nisbəti;

- elektrik mühərrikinin bucaq sürəti;

- yüksək sürətli şaftın bucaq sürəti;

- aşağı sürətli şaftın bucaq sürəti;

- sürücü tamburunun bucaq sürəti.

Bütün sürücü vallarında güc və fırlanma anı təyin edirik:

R dv =P tələb olunur = 9,36 kVt

R 1 =P dv ·η m = 9,36·0,97=9,07 kVt

R 2 =P 1 ·η PC 2 ·η h = 9,07·0,99 2·0,96=8,53 kVt

R b =P 2 · η m ·η PC = 8,53·0,99·0,97=8,19 kVt

Harada
- elektrik mühərrikinin gücü;

- dişli şaftında güc;

- təkər şaftında güc;

- baraban şaftında güc.

Elektrik mühərrikinin torkunu və bütün sürücü vallarında fırlanma momentlərini təyin edirik:

Harada - elektrik mühərrikinin fırlanma anı;

- yüksək sürətli şaftın fırlanma anı;

- aşağı sürətli şaftın fırlanma anı;

- sürücü tamburunun fırlanma anı.

2. Sürət qutusunun dişli çarxlarının hesablanması

Ötürücülər və təkərlər üçün orta mexaniki xüsusiyyətləri olan materialları seçirik:

Ötürücü üçün polad 45, istilik müalicəsi – təkmilləşdirmə, sərtlik HB 230;

Təkər üçün - polad 45, istilik müalicəsi - təkmilləşdirmə, sərtlik HB 200.

Düsturdan istifadə edərək icazə verilən təmas gərginliklərini hesablayırıq:

,

Harada σ H lim b– dövrlərin əsas sayında təmasda dayanıqlığın həddi;

TO H.L.– davamlılıq əmsalı;

- təhlükəsizlik faktoru.

Diş səthinin sərtliyi HB 350-dən az olan karbon çelikləri və istilik müalicəsi (təkmilləşdirmə) üçün

σ H lim b = 2НВ+70;

TO H.L. qəbul edirik bərabərdir 1, çünki dizayn xidmət müddəti 5 ildən çox; təhlükəsizlik əmsalı =1.1.

Spiral dişlilər üçün hesablanmış icazə verilən təmas gərginliyi düsturla müəyyən edilir:

dişli üçün
= MPa

təkər üçün =
MPa.

Sonra hesablanmış icazə verilən əlaqə gərginliyi

Vəziyyət
edildi.

Dişlərin aktiv səthlərinin təmasda dayanıqlılıq şərtlərindən interaksiyal məsafə düsturdan istifadə etməklə tapılacaqdır:

,

Harada
- diş səthlərinin sərtliyi. Təkərlərin dayaqlara nisbətən simmetrik düzülüşü və material sərtliyi ≤350HB üçün (1 – 1,15) diapazonda qəbul edirik. götürək =1,15;

ψ ba =0,25÷0,63 – tac eni əmsalı. Biz qəbul edirik ψ ba = 0,4;

K a = 43 – spiral və şevron dişlilər üçün;

u - dişli nisbəti. Və = 3,65;

.

Biz mərkəzi məsafəni qəbul edirik
, yəni. ən yaxın tam ədədə yuvarlaqlaşdırın.

Biz aşağıdakı tövsiyəyə uyğun olaraq normal nişan modulunu qəbul edirik:

m n =
=
mm;

QOST 9563-60 uyğun olaraq qəbul edilir m n=2 mm.

Əvvəlcə dişlərin maillik bucağını β = 10° götürək və dişli və təkər dişlərinin sayını hesablayaq:

Z1=

Qəbul edirik z 1 = 34, sonra təkər dişlərinin sayı z 2 = z 1 · u= 34·3,65=124,1. Qəbul edirik z 2 = 124.

Dişlərin meyl bucağının dəyərini aydınlaşdırırıq:

Ötürücü və təkərin əsas ölçüləri:

meydança diametrləri:

İmtahan:
mm;

diş ucu diametri:

d a 1 = d 1 +2 m n=68,86+2·2=72,86 mm;

d a 2 = d 2 +2 m n=251,14+2·2=255,14 mm;

diş köklərinin diametri: d f 1 = d 1 - 2 m n=68,86-2·2=64,86 mm;

d f 2 = d 2 - 2 = 251,14-2·2=247,14 mm;

təkər enini təyin edin : b2=

dişli enini təyin edin: b 1 = b 2 +5mm =64+5=69 mm.

Ötürücü eni əmsalını diametrə görə təyin edirik:

Təkərlərin periferik sürəti və ötürmə dəqiqliyi dərəcəsi:

Bu sürətlə, spiral dişlilər üçün yük əmsalı bərabər olduğu 8-ci dəqiqlik dərəcəsini qəbul edirik:

TO Hβ 1.04-ə bərabər götürürük.

, çünki materialın sərtliyi 350HB-dən azdır.

Beləliklə, K H = 1,04·1,09·1,0=1,134.

Düsturdan istifadə edərək əlaqə gərginliyini yoxlayırıq:

Həddindən artıq yükü hesablayırıq:

Həddindən artıq yüklənmə norma daxilindədir.

Qarşıdurmada hərəkət edən qüvvələr:

çevrəvi:

;

radial:

Harada
=20 0 - normal kəsikdə birləşmə bucağı;

=9.07 0 - dişlərin meyl bucağı.

Düsturdan istifadə edərək əyilmə gərginliyi ilə dişlərin dözümlülüyünü yoxlayırıq:

.

,

Harada
=1.1 – dişin uzunluğu boyunca yükün qeyri-bərabər paylanmasını nəzərə alan əmsal (yük konsentrasiyası əmsalı);

=1.1 – yükün dinamik təsirini nəzərə alan əmsal (dinamizm əmsalı);

Dişin formasını nəzərə alan və dişlərin ekvivalent sayından asılı olan əmsal

Formula uyğun olaraq icazə verilən gərginlik

.

HB≤350 σ 0 sərtliyi ilə təkmilləşdirilmiş polad 45 üçün F lim b=1,8 HB.

Ötürücü üçün σ 0 F lim b=1,8·230=415 MPa; təkər üçün σ 0 F lim b=1,8·200=360 MPa.

=΄˝ - təhlükəsizlik əmsalı, burada ΄=1,75, ˝=1 (döymə və ştamplama üçün). Buna görə də, .=1,75.

İcazə verilən gərginliklər:

dişli üçün
MPa;

təkər üçün
MPa.

Əlaqə tapmaq
:

dişli üçün
;

təkər üçün
.

Tapılan nisbətin daha kiçik olduğu çarxın dişləri üçün əlavə hesablamalar aparılmalıdır.

Y β və K Fa əmsallarını təyin edirik:

Harada TO Fa- dişlər arasında yükün qeyri-bərabər paylanmasını nəzərə alan əmsal;

=1,5 - son üst-üstə düşmə əmsalı;

n=8 - dişli çarxların dəqiqlik dərəcəsi.

Düsturdan istifadə edərək təkər dişinin gücünü yoxlayırıq:

;

Güc şərti yerinə yetirilir.

3. Sürət qutusu şaftlarının ilkin hesablanması

Şaftların diametri düsturla müəyyən edilir:

.

Sürücü şaft üçün [τ -dən ] = 25 MPa; qul üçün [τ k ] = 20 MPa.

Sürücü mili:

4A mühərrik üçün 160M6U3 = 48 mm. Mil diametri d 1-də =48

Yataqların altındakı şaftın diametrini götürək d n1 =40 mm

Bağlama diametri d m =0,8·=
=38,4 mm. Qəbul edirik d m =35 mm.

Şaftın sərbəst ucu təxmini düsturla müəyyən edilə bilər:

,

Harada d P – rulman üçün şaftın diametri.

Rulmanlar altında qəbul edirik:

Sonra l=

Sürücü şaftının sxematik dizaynı Şəkildə göstərilmişdir. 3.1.

düyü. 3.1. Sürücü şaftının dizaynı

İdarə olunan mil.

Milin çıxış ucunun diametri:

, standart seriyadan ən yaxın dəyəri alırıq

Rulmanların altına alırıq

Ötürücü çarxın altında

İdarə olunan (aşağı sürətli) şaftın sxematik dizaynı Şəkil 3.2-də göstərilmişdir.

düyü. 3.2. Sürücü şaftının dizaynı

Şaftların qalan hissələrinin diametrləri sürət qutusunu konfiqurasiya edərkən dizayn mülahizələri əsasında müəyyən edilir.

4. SÜRÜT QUTUSU QURUMU

4.1. Ötürücülərin və təkərlərin struktur ölçüləri

Ötürücü mil ilə ayrılmaz şəkildə hazırlanır. Onun ölçüləri:

eni

Diametr

diş ucu diametri

çuxurun diametri
.

Döymə təkər:

eni

Diametr

diş ucu diametri

çuxurun diametri

hub diametri

hub uzunluğu,

qəbul edirik

Jant qalınlığı:

qəbul edirik

Disk qalınlığı:

4.2. Sürət qutusu korpusunun struktur ölçüləri

Korpusun və örtünün divarlarının qalınlığı:

Qəbul edirik

Qəbul edirik
.

Korpus və qapaq flanşlarının qalınlığı:

yuxarı bədən kəməri və qapaq kəməri:

aşağı bədən kəməri:

Qəbul edirik
.

Boltun diametri:

Əsas; M16 yivli boltlar qəbul edirik;

örtüyü rulmanlarda korpusa bərkitmək

; M12 yivli boltlar qəbul edirik;

qapağı gövdəyə bağlamaq; M8 saplı boltlar qəbul edirik.

4.3 Sürət qutusunun düzülüşü

Birinci mərhələ, dəstək reaksiyalarının sonrakı müəyyən edilməsi və rulmanların seçilməsi üçün dayaqlara nisbətən dişlilərin mövqeyini təxminən müəyyən etməyə xidmət edir.

Planın təsviri bir proyeksiyada aparılır - şanzıman qapağı çıxarılan valların oxları boyunca bir hissə; miqyası 1:1.

Sürət qutusu korpusunun ölçüləri:

dişli çarxın ucu ilə korpusun daxili divarı arasındakı boşluğu alırıq (bir hub varsa, boşluğun ucundan götürürük); A 1 = 10 götürün mm; bir hub varsa, boşluq hubın ucundan götürülür;

çarxın dişlərinin zirvələrinin dairəsindən korpusun daxili divarına qədər boşluğu alırıq
;

sürücü şaftının yatağının xarici halqası ilə korpusun daxili divarı arasındakı məsafəni götürürük; Ötürücü dişlərin zirvələrinin dairəsinin diametri yatağın xarici diametrindən böyük olarsa, o zaman məsafə dişlidən götürülməlidir.

Əvvəlcə orta seriyanın tək sıralı radial bilyalı rulmanlarını təsvir edirik; Rulmanların ölçüləri rulmanların yerləşdiyi yerdə şaftın diametrinə görə seçilir.
Və
.(Cədvəl 1).

Cədvəl 1:

Nəzərdə tutulan rulmanların ölçüləri

	Rulman təyinatı				Yükgötürmə qabiliyyəti, kN
		ölçülər, mm
Tez
Yavaş hərəkət etmək

Biz rulmanların yağlanması məsələsini həll edirik. Biz podşipniklər üçün yağ qəbul edirik. Sürtkü yağının gövdəyə sızmasının qarşısını almaq və yağın maye yağı ilə işləmə zonasından yuyulmasının qarşısını almaq üçün yağ saxlayan üzüklər quraşdırırıq.

Eskiz sxemi Şəkildə göstərilmişdir. 4.1.

5. YOLDAĞININ SEÇİLMƏSİ VƏ DAVAMLILIĞININ YOXLANMASI, DƏSTƏK REAKSİYASI

5.1. Sürücü mili

Əvvəlki hesablamalardan əldə etdik:

Dəstək reaksiyalarını təyin edirik.

Şaftın dizayn diaqramı və əyilmə anlarının diaqramları Şek. 5.1

YOZ təyyarəsində:

İmtahan:

XOZ müstəvisində:

İmtahan:

YOZ təyyarəsində:

bölmə 1:
;

2-ci bölmə: M
=0

Bölmə 3: M

XOZ müstəvisində:

bölmə 1:
;

=

bölmə 2:

bölmə 3:

Ən çox yüklənmiş dəstəyə görə rulmanı seçirik. 208 radial bilyalı rulmanları təsvir edirik: d=40 mm;D=80mm; IN=18mm; İLƏ=32,0 kN; İLƏ O = 17,8 kN.

Harada R B=2267,3 N

- temperatur əmsalı.

Münasibət
; bu dəyər uyğun gəlir
.

Münasibət
; X=0,56 vəY=2,15

Formula uyğun olaraq hesablanmış davamlılıq:

Harada
- sürücü şaftının fırlanma sürəti.

5.2 İdarə olunan mil

İdarə olunan şaft sürücü şaftı ilə eyni yükləri daşıyır:

Şaftın dizayn diaqramı və əyilmə anlarının diaqramları Şek. 5.2

Dəstək reaksiyalarını təyin edirik.

YOZ təyyarəsində:

İmtahan:

XOZ təyyarəsində:

İmtahan:

A və B dəstəklərindəki ümumi reaksiyalar:

Anları bölmələrə görə müəyyənləşdiririk:

YOZ təyyarəsində:

bölmə 1: at x=0,
;

saat x= l 1 , ;

bölmə 2: at x= l 1 , ;

saat x=l 1 + l 2 ,

bölmə 3:;

XOZ müstəvisində:

bölmə 1: at x=0, ;

saat x= l 1 , ;

bölmə 2: saat x=l 1 + l 2 ,

bölmə 3: at x= l 1 + l 2 + l 3 ,

Biz əyilmə momentlərinin diaqramlarını qururuq.

Ən çox yüklənmiş dayağa görə rulmanı seçirik və onların davamlılığını təyin edirik. 211 radial bilyalı rulmanları təsvir edirik: d=55 mm;D=100mm; IN=21mm; İLƏ=43,6 kN; İLƏ O = 25,0 kN.

Harada R A=4290,4 N

1 (daxili halqa fırlanır);

Bantlı konveyer sürücüləri üçün təhlükəsizlik əmsalı;

Temperatur əmsalı.

Münasibət
; bu qiymət e=0,20-yə uyğundur.

Münasibət
, onda X=1, Y=0. Buna görə də

Təxmini davamlılıq, milyon vol.

Təxmini davamlılıq, h.

Harada
- idarə olunan şaftın fırlanma sürəti.

6. YORĞUNLUQ GÜVƏ EHTİYATI. Şaftların dəqiq hesablanması

Fərz edək ki, normal əyilmə gərginlikləri simmetrik dövrədə dəyişir, toxunan gərginliklər isə pulsasiya dövründə burulmanın dəyişməsi ilə əlaqədardır.

Şaftların dəqiq hesablanması şaftın təhlükəli hissələri üçün təhlükəsizlik amillərinin müəyyən edilməsindən və tələb olunan dəyərlərlə müqayisə edilməsindən ibarətdir. Gücü saxlanılır
.

6.1.Sürücü mili

Bölmə 1: at x=0, ;

saat x=l 3 , ;

Bölmə 2: at x=l 3 , ;

saat x=l 3 + l 2 , ;

Bölmə 3: at x=l 3 + l 2 , ;

saat x=l 3 + l 2 + l 1 , .

Dönmə momenti:

Biz təhlükəli hissələri müəyyənləşdiririk. Bunun üçün biz şaftı sxematik şəkildə təsvir edirik (şəkil 8.1)

düyü. 8.1 Sürücü şaftının sxematik təsviri

İki hissə təhlükəlidir: sol rulman altında və dişli altında. Onlar təhlükəlidir, çünki... mürəkkəb gərginlik vəziyyəti (burulma ilə əyilmə), əhəmiyyətli əyilmə anı.

Stress konsentratorları:

1) podşipnik keçid uyğunluğuna uyğun oturur (basın uyğunluğu 20 MPa-dan azdır);

2) fileto (və ya yiv).

Yorulma gücü üçün təhlükəsizlik amilini təyin edirik.

90 mm-ə qədər iş parçasının diametri üçün
istilik müalicəsi ilə polad 45 üçün orta gərginlik gücü - təkmilləşdirilməsi
.

Simmetrik əyilmə dövrü üçün yorğunluq həddi:

Tangensial gərginliklərin simmetrik dövrü üçün yorğunluq həddi:

Bölmə A-A. Stress konsentrasiyası zəmanətli müdaxilə ilə rulman uyğunluğuna görədir:

Çünki presləmə təzyiqi 20 MPa-dan azdır, onda bu nisbətin dəyərini 10% azaldırıq.

yuxarıda qeyd olunan poladlar üçün qəbul edirik
Və

Diaqramlardan əyilmə anı:

Eksenel müqavimət anı:

Normal stress amplitüdü:

Orta gərginlik:

Qütb müqavimət anı:

Düstura uyğun olaraq tangensial gərginlik dövrünün amplitudası və orta gərginliyi:

Formula uyğun olaraq normal gərginliklər üçün təhlükəsizlik əmsalı:

Düstura uyğun olaraq tangensial gərginliklər üçün təhlükəsizlik əmsalı:

Nəticədə alınan əmsal məqbul standartlardan (1,5÷5) böyükdür. Nəticədə, şaftın diametrini azaltmaq lazımdır, bu halda edilməməlidir, çünki belə böyük təhlükəsizlik amili dizayn zamanı şaft diametrinin standart mufta ilə elektrik mühərriki şaftına birləşdirilməsi üçün artırıldığı ilə izah olunur.

6.2 İdarə olunan mil:

Ümumi əyilmə anlarını təyin edirik. Diaqramlardan bölmələr üçün əyilmə anlarının dəyərlərini alırıq.

Bölmə 1: at x=0, ;

saat x=l 1 , ;

Bölmə 2: at x=l 1 , ;

saat x=l 1 + l 2 , ;

Bölmə 3: at x=l 1 + l 2 , ; .

Tangensial gərginlik dövrünün amplitudası və orta gərginliyi:

Normal gərginliklər üçün təhlükəsizlik faktoru:

Tangensial gərginliklər üçün təhlükəsizlik faktoru:

Formula uyğun olaraq bölmə üçün əldə edilən təhlükəsizlik əmsalı:

Çünki yatağın altında yaranan təhlükəsizlik əmsalı 3,5-dən azdır, onda mil diametrini azaltmağa ehtiyac yoxdur.

7. Açarların hesablanması

Açarların materialı 45 normallaşdırılmış poladdır.

Əzilmə gərginliyi və möhkəmlik vəziyyəti düsturla müəyyən edilir:

.

Polad hub ilə maksimum daşıyıcı gərginliklər [ σ santimetr ] = 100120 MPa, çuqun ilə [ σ

Yağın özlülüyünü təyin edin. Kontakt gərginliklərində
=400,91 MPa və sürət
Tövsiyə olunan yağın özlülüyü təxminən bərabər olmalıdır
I-30A sənaye yağını qəbul edirik (GOST 20799-75 uyğun olaraq).

9.SÜRÜT QURUCUUNUN YIĞILMASI

Quraşdırmadan əvvəl sürət qutusu korpusunun daxili boşluğu hərtərəfli təmizlənir və yağa davamlı boya ilə örtülür.

Montaj şaft birləşmələrindən başlayaraq sürət qutusunun montaj rəsminə uyğun olaraq həyata keçirilir:

sürücü şaftında yağda 80-100 0 C-ə qədər qızdırılan yağ saxlayan üzüklər və bilyalı rulmanlar var;

bir açar idarə olunan şafta yerləşdirilir
və dişli çarxı mil yaxasına dayanana qədər basın; sonra spacer qolunu, yağ saxlayan üzükləri taxın və yağda əvvəlcədən qızdırılan bilyalı rulmanları quraşdırın.

Şaft qurğusu şanzıman qutusunun əsasına yerləşdirilir və korpusun qapağı qoyulur, əvvəlcə qapaq və korpus arasındakı interfeysi spirt lakı ilə örtür. Hizalama üçün iki konusvari sancaqdan istifadə edərək qapağı gövdəyə quraşdırın; qapağı gövdəyə bağlayan boltları sıxın.

Bundan sonra, idarə olunan şaftın daşıyıcı kameralarına yağ qoyulur və tənzimləmə üçün bir sıra metal şimlər ilə rulman qapaqları quraşdırılır.

Qapaqlar vasitəsilə quraşdırmadan əvvəl, yivlərə gücləndirilmiş rezin manşetlər qoyulur. Milləri döndərərək, rulmanların tıxanmadığını yoxlayın və qapaqları boltlar ilə bərkidin.

Sonra yağ boşaltma tapasını conta və çubuq göstəricisi ilə vidalayın.

Korpusa yağ tökün və texniki kartondan hazırlanmış conta ilə qapaq ilə yoxlama çuxurunu bağlayın; qapağı boltlar ilə bərkidin.

Yığılmış sürət qutusu texniki şərtlərlə müəyyən edilmiş proqrama uyğun olaraq dəzgahda işə salınır və sınaqdan keçirilir.Hesablamalar Cədvəl 2-də ümumiləşdirilmişdir: Cədvəl 2 Aşağı sürətli silindrik mərhələnin həndəsi parametrləri sürət qutusu Seçimlər...

Dizayn və sınaq hesablama sürət qutusu

Kurs işi >> Sənaye, istehsal

Elektrik mühərriki, dizayn və sınaq seçimi var hesablama sürət qutusu və o komponentlər. In... Nəticə: ΔU = sürət qutusunun 1%-i [ΔU] = 4% ), kinematik hesablama qənaətbəxş şəkildə tamamlandı. 1.4 Tezliklərin, güclərin... hesablanması

- asan iş deyil. Hesablamada bir səhv addım təkcə təhlükəli deyil vaxtından əvvəl çıxış avadanlıqların nasazlığı, həm də maliyyə itkiləri (xüsusilə sürət qutusu istehsalda olduqda). Buna görə dişli mühərrikin hesablanması ən çox bir mütəxəssisə həvalə edilir. Bəs belə bir mütəxəssis olmadıqda nə etməli?

Niyə dişli mühərrik lazımdır?

Ötürücü mühərrik, sürət qutusu və elektrik mühərrikinin birləşməsindən ibarət olan sürücülük mexanizmidir. Bu halda, mühərrik qoşulma üçün xüsusi muftalar olmadan birbaşa sürət qutusuna quraşdırılır. Yüksək səmərəlilik səviyyəsinə, yığcam ölçülərə və texniki xidmətin asanlığına görə bu tip avadanlıq sənayenin demək olar ki, bütün sahələrində istifadə olunur. Dişli mühərriklər demək olar ki, bütün istehsal sahələrində tətbiq tapmışdır:

Ötürücü mühərriki necə seçmək olar?

Vəzifə dişli bir mühərrik seçməkdirsə, çox vaxt bütün lazımi gücün mühərrikini və çıxış şaftındakı inqilabların sayını seçməkdən ibarətdir. Bununla belə, dişli mühərrik seçərkən nəzərə alınması vacib olan digər vacib xüsusiyyətlər də var:

1. Ötürücü mühərrik növü

Ötürücü mühərrikin növünü başa düşmək onun seçimini xeyli asanlaşdıra bilər. Transmissiya növündən asılı olaraq, bunlar var: planetar, konik və koaksial silindrik dişli mühərriklər. Onların hamısı şaftların yerində fərqlənir.

1. Çıxış sürəti

Ötürücü mühərrikin qoşulduğu mexanizmin fırlanma sürəti çıxışdakı inqilabların sayı ilə müəyyən edilir. Bu göstərici nə qədər yüksək olarsa, fırlanma amplitudası bir o qədər çox olacaqdır. Məsələn, dişli mühərrik bir konveyer kəmərini idarə edərsə, onun sürəti sürət göstəricisindən asılı olacaqdır.

1. Motor gücü

Ötürücü mühərrikin elektrik mühərrikinin gücü müəyyən bir fırlanma sürətində mexanizmə tələb olunan yükdən asılı olaraq müəyyən edilir.

1. Əməliyyat xüsusiyyətləri

Bir dişli mühərriki daimi yük şəraitində istifadə etməyi planlaşdırırsınızsa, onu seçərkən, satıcı ilə avadanlığın neçə saat fasiləsiz işləməsi üçün nəzərdə tutulduğunu yoxlamağı unutmayın. Daxiletmələrin icazə verilən sayını tapmaq da vacib olacaqdır. Bu yolla siz hansı müddətdən sonra avadanlığı dəyişdirməli olduğunuzu dəqiq biləcəksiniz.

Əhəmiyyətli: Yüksək keyfiyyətli dişli mühərriklərin işləmə müddəti aktiv iş 24/7 rejimində ən azı 1 il (8760 saat) olmalıdır.

1. İş şəraiti

Ötürücü mühərriki sifariş etməzdən əvvəl onun yeri və avadanlığın iş şəraiti (qapalı, örtü altında və ya açıq havada) barədə qərar verməlisiniz. Bu, satıcı üçün daha aydın bir vəzifə qoymağınıza kömək edəcək və o, öz növbəsində, tələblərinizə aydın şəkildə cavab verən bir məhsul seçməsinə kömək edəcəkdir. Məsələn, dişli mühərrikin çox aşağı və ya çox yüksək temperaturda işini asanlaşdırmaq üçün xüsusi yağlar istifadə olunur.

Ötürücü mühərriki necə hesablamaq olar?

Ötürücü mühərrikin bütün lazımi xüsusiyyətlərini hesablamaq üçün riyazi düsturlardan istifadə olunur. Avadanlıq növünün müəyyən edilməsi də əsasən onun nə üçün istifadə olunacağından asılıdır: mexanizmləri qaldırmaq, qarışdırmaq və ya hərəkət etdirmək üçün. Beləliklə, qaldırıcı avadanlıq üçün qurd və 2MCH dişli mühərrikləri ən çox istifadə olunur. Belə sürət qutularında, ona güc tətbiq edildikdə çıxış şaftının döndərilməsi ehtimalı aradan qaldırılır ki, bu da mexanizmə ayaqqabı əyləcinin quraşdırılması ehtiyacını aradan qaldırır. Müxtəlif qarışdırma mexanizmləri, eləcə də müxtəlif qazma qurğuları üçün 3MP (4MP) tipli sürət qutuları istifadə olunur, çünki onlar radial yükü bərabər paylamağa qadirdirlər. Hərəkət edən mexanizmlərdə yüksək fırlanma momenti tələb olunarsa, ən çox 1МЦ2С, 4МЦ2С tipli dişli mühərriklərdən istifadə olunur.

Ötürücü mühərrik seçmək üçün əsas göstəricilərin hesablanması:

1. Ötürücü mühərrikin çıxışında inqilabların hesablanması.

Hesablama düsturla aparılır:

V=∏*2R*n\60

R – qaldırıcı tamburun radiusu, m

V – qalxma sürəti, m*dəq

n – dişli mühərrikin çıxışında sürət, rpm

1. Ötürücü mühərrik şaftının bucaq fırlanma sürətinin təyini.

Hesablama düsturla aparılır:

ω=∏*n\30

1. Torkun hesablanması

Hesablama düsturla aparılır:

M=F*R (N*M)

Əhəmiyyətli: Elektrik mühərrikinin şaftının fırlanma sürəti və müvafiq olaraq sürət qutusunun giriş şaftının fırlanma sürəti 1500 rpm-dən çox ola bilməz. Qayda fırlanma sürəti 3000 rpm-ə qədər olan silindrik koaksial ötürücü qutular istisna olmaqla, bütün növ sürət qutularına aiddir. İstehsalçılar bu texniki parametri elektrik mühərriklərinin xülasə xüsusiyyətlərində göstərirlər.

1. Tələb olunan mühərrik gücünün müəyyən edilməsi

Hesablama düsturla aparılır:

P=ω*M, W

Əhəmiyyətli:Düzgün hesablanmış sürücü gücü xətti və fırlanma hərəkətləri zamanı meydana gələn mexaniki sürtünmə müqavimətini aradan qaldırmağa kömək edir. Güc tələb olunandan 20% -dən çox olarsa, bu, şaftın sürətinə nəzarəti və lazımi dəyərə uyğunlaşdırılmasını çətinləşdirəcəkdir.

Ötürücü mühərriki haradan almaq olar?

Bu gün satın almaq heç də çətin deyil. Bazar müxtəlif istehsal müəssisələrinin və onların nümayəndələrinin təklifləri ilə doludur. Əksər istehsalçıların İnternetdə öz onlayn mağazası və ya rəsmi saytı var.

Təchizatçı seçərkən, yalnız dişli mühərriklərin qiymətini və xüsusiyyətlərini müqayisə etməyə çalışın, həm də şirkətin özünü yoxlayın. Müştərilərin, eləcə də şirkətdə ixtisaslı mütəxəssislərin möhür və imza ilə təsdiq edilmiş tövsiyə məktublarının olması sizi əlavə maliyyə xərclərindən qorumaqla yanaşı, istehsalatınızın fəaliyyətini də qoruyacaq.

Ötürücü mühərrik seçməkdə probleminiz var? Bizimlə telefonla əlaqə saxlayaraq və ya məqalənin müəllifinə sual verərək kömək üçün mütəxəssislərimizlə əlaqə saxlayın.

1. Elektrik mühərrikinin seçilməsi

Sürət qutusunun kinematik diaqramı:

1. Mühərrik;

2. Sürət qutusu;

3. Sürücü mili;

4. Təhlükəsizlik muftası;

5. Mufta elastikdir.

Z 1 - qurd

Z 2 - qurd çarxı

Sürücü gücünün təyini:

Hər şeydən əvvəl bir elektrik mühərriki seçirik, bunun üçün güc və fırlanma sürətini təyin edirik.

Sürücünün enerji istehlakı (W) (çıxış gücü) düsturla müəyyən edilir:

ötürücü elektrik mühərriki sürücüsü

Burada Ft lent konveyer tamburunda və ya apron konveyer çarxında (N) çevrə qüvvəsidir;

V zəncirin və ya kəmərin hərəkət sürətidir (m/s).

Motor gücü:

Burada ztot sürücünün ümumi səmərəliliyidir.

z cəmi =z m?z h.p z m z pp;

burada z ch.p - qurd dişlinin səmərəliliyi;

z m - birləşmənin səmərəliliyi;

z p3?3-cü şaftın podşipniklərinin səmərəliliyi

z cəmi =0,98 0,8 0,98 0,99 = 0,76

Elektrik mühərrikinin gücünü təyin edirəm:

2. Sürücü şaftının sürətinin təyini

baraban diametri, mm.

Cədvəl (24.8) görə biz “air132m8” markalı elektrik mühərrikini seçirik.

fırlanma sürəti ilə

güc ilə

fırlanma anı t maks /t=2,

3. Ümumi anlayışın tərifi dişli nisbəti və onu mərhələlərə bölmək

Standart diapazondan seçin

Qəbul edirik

Yoxlayın: uyğundur

4. Hər bir mil üçün gücün, sürətin və fırlanma momentinin təyini

5. İcazə verilən gərginliklərin təyini

Sürüşmə sürətini təyin edirəm:

(2.2-ci bəndin dişlilərin hesablanmasından) biz sürətlə götürülmüş V s >=2...5 m/s II qalaysız bürünc və mis götürürük.

Ümumi əməliyyat müddəti:

Gərginlik dövrlərinin ümumi sayı:

qurd. Polad 18 HGT, korpusla bərkidilmiş və HRC-yə (56…63) bərkidilmiş. Bobinlər üyüdülmüş və cilalanmışdır. Profil ZK.

Qurd çarxı. Qurd cütünün ölçüləri qurd çarxının materialı üçün icazə verilən gərginliyin [y] H qiymətindən asılıdır.

İşçi səthlərin gücünü hesablamaq üçün icazə verilən gərginliklər:

2-ci qrup material. Bürünc Br АЗ 9-4. Yerə tökmək

y in = 400 (MPa); y t = 200 (MPa);

Çünki Hər iki material üzük dişli hazırlamaq üçün uyğun olduğundan, biz daha ucuz olanı seçirik, yəni Br AJ 9-4.

Mən başlanğıc sayı Z 1 = 1 olan qurd və dişlərin sayı Z 2 = 38 olan qurd çarxını qəbul edirəm.

İşçi səthlərin möhkəmliyinə, diş materialının əyilmə dözümlülüyünə və təhlükəsizlik amilinə görə qurd çarxının dişlərinin hesablanması üçün ilkin icazə verilən gərginlikləri təyin edirəm:

y F o = 0,44?y t +0,14?yv = 0,44 200 + 0,14 400 = 144 (MPa);

S F = 1,75; K FE =0,1;

N FE = K FE N ? =0,1 34200000=3420000

Maksimum icazə verilən gərginlikləri təyin edirəm:

[y] F max = 0,8?y t = 0,8 200 = 160 (MPa).

6. Yük faktorları

Yük amilinin təxmini dəyərini təyin edirəm:

k I = k v I k in I ;

k in I = 0,5 (k in o +1) = 0,5 (1,1+1) = 1,05;

k I = 1 1,05 = 1,05.

7. Qurd dişlinin konstruktiv parametrlərinin təyini

Mərkəz məsafəsinin ilkin dəyəri:

Daimi yük əmsalında K I =1,0 K hg =1;

T deyil =K ng CT 2;

K I =0,5 (K 0 I +1)=0,5 (1,05+1)=1,025;

Qalaysız bürünclər (material II)

Yükləmə məhlulunda K olduqda I 0,8-ə bərabərdir

qəbul edirəm A" w = 160 (mm).

Mən ox modulunu təyin edirəm:

Modulu qəbul edirəm m= 6,3 (mm).

Qurd diametri əmsalı:

qəbul edirəm q = 12,5.

Qurd yerdəyişmə əmsalı:

Qurd bobininin yüksəlmə bucaqlarını təyin edirəm.

Spiralın meyl bucağı:

8. Qurd dişlinin gücünə görə sınaq hesablanması

Yük konsentrasiyası faktoru:

burada I - qurd deformasiya əmsalı;

X, ötürmə iş rejiminin qurd çarxının dişlərinin işə salınmasına və qurd dönüşlərinə təsirini nəzərə alan əmsaldır.

5-ci yükləmə rejimi üçün.

Yük faktoru:

k = k v k in = 1 1,007 = 1,007.

Meshdə sürüşmə sürəti:

İcazə verilən gərginlik:

Dizayn gərginliyi:

200,08 (MPa)< 223,6 (МПа).

Dişlərin işçi səthlərində hesablanmış gərginlik icazə veriləndən çox deyil, buna görə də əvvəllər müəyyən edilmiş parametrlər yekun olaraq qəbul edilə bilər.

Effektivlik:

Qurd şaftındakı güc dəyərini aydınlaşdırıram:

Qurd cütünün nişanlanmasında qüvvələri müəyyən edirəm.

Təkərdəki çevrə qüvvəsi və qurd üzərindəki eksenel qüvvə:

Qurd üzərində çevrə qüvvəsi və təkərdəki eksenel qüvvə:

Radial qüvvə:

F r = F t2 tgb = 6584 tg20 = 2396 (N).

Qurd təkər dişlərində əyilmə gərginliyi:

burada Y F = 1.45 qurd çarxlarının dişlərinin formasını nəzərə alan əmsaldır.

18,85 (MPa)< 71,75 (МПа).

Qısamüddətli pik yük üçün ötürülmənin yoxlanılması.

Qurd çarxının şaftında pik fırlanma anı:

Dişlərin işləyən səthlərində pik təmas gərginliyi:

316,13 (MPa)< 400 (МПа).

Pik qurd dişli diş əyilmə stressi:

Sürət qutusunun qızdırılması üçün yoxlanılması.

Təbii soyutma zamanı sürət qutusunun metal çərçivəsinə quraşdırılmış istilik temperaturu:

burada t o - ətraf mühitin temperaturu (20 o C);

kt - istilik ötürmə əmsalı, kt = 10;

A - sürət qutusu korpusunun soyuducu səthinin sahəsi (m2);

A = 20 a 1,7 = 20 0,16 1,7 = 0,88 (m2).

56.6 (təxminən C)< 90 (о С) = [t] раб

Təbii soyutma zamanı sürət qutusunun istilik temperaturu icazə verilən dəyərdən artıq olmadığı üçün sürət qutusunun süni soyudulması tələb olunmur.

9. Qurd dişlinin həndəsi ölçülərinin təyini

Pitch diametri:

d 1 = m q = 6,3 12,5 = 78,75 (mm).

Başlanğıc diametri:

d w1 = m (q+2x) =6,3 (12,5+2*0,15) = 80,64 (mm).

Döngələrin üstlərinin diametri:

d a1 = d 1 +2m = 78,75+2 6,3 = 91,35=91 (mm).

Döngələrin boşluqlarının diametri:

d f1 = d 1 -2h* f m = 78,75-2 1,2 6,3 = 63,63 (mm).

Qurdun yivli hissəsinin uzunluğu:

c = (11+0,06 z 2) m+3 m = (11+0,06 38) 6,3+3 6,3 = 102,56 (mm).

b = 120 (mm) götürürük.

Qurd çarxı.

Meydança və ilkin diametri:

d 2 = d w2 = z 2 m = 38 6,3 = 239,4 (mm).

Diş ucu diametri:

d a2 = d 2 +2 (1+x) m = 239,4+2 (1+0,15) 6,3 = 253,89 = 254 (mm).

Diş kökünün diametri:

d f2 = d 2 - (h* f +x) 2m = 239,4 - (1,2+0,15) 26,3 = 222,39 (mm).

Tac eni

2-də? 0,75 d a1 = 0,75 91 = 68,25 (mm).

2 =65 (mm) götürürük.

10. Şaftların diametrlərinin təyini

1) Yüksək sürətli şaftın diametri götürülür

Biz d=28 mm qəbul edirik

Mil paxası ölçüsü.

Rulman oturacağının diametri:

Qəbul edirik

Qəbul edirik

2) Aşağı sürətli şaftın diametri:

Biz d=45 mm qəbul edirik

Tapılan mil diametri üçün aşağıdakı dəyərləri seçin:

Təxmini boncuk hündürlüyü

Maksimum rulman çarxının radiusu,

Mil paxası ölçüsü.

Rulman oturma səthinin diametrini təyin edək:

Qəbul edirik

Dayanacaq üçün çiyin diametri:

Qəbul edirik: .

10. Dinamik yükgötürmə qabiliyyətinə əsasən yuvarlanan podşipniklərin seçilməsi və sınaqdan keçirilməsi

1. Yüksək sürətli sürət qutusu şaftı üçün 36307 orta seriyalı bir sıra bucaqlı bilyalı rulmanları seçəcəyik.

Onun üçün bizdə:

Daxili halqa diametri,

Xarici halqa diametri,

Rulman eni

Rulman aşağıdakılardan təsirlənir:

Eksenel güc,

Radial qüvvə.

Fırlanma tezliyi:.

Tələb olunan iş resursu:.

Təhlükəsizlik faktoru

Temperatur əmsalı

Fırlanma əmsalı

Şərti yoxlayaq:

2. Aşağı sürətli sürət qutusu şaftı üçün biz yüngül seriyalı bucaqlı bilyalı rulmanlar seçəcəyik.

Onun üçün bizdə:

Daxili halqa diametri,

Xarici halqa diametri,

Rulman eni

Dinamik yük qabiliyyəti,

Statik yük qabiliyyəti,

Yağlı yağlama ilə fırlanma sürətini məhdudlaşdırın.

Rulman aşağıdakılardan təsirlənir:

Eksenel güc,

Radial qüvvə.

Fırlanma tezliyi:.

Tələb olunan iş resursu:.

Təhlükəsizlik faktoru

Temperatur əmsalı

Fırlanma əmsalı

Eksenel yük əmsalı:.

Şərti yoxlayaq:

Radial dinamik yük əmsalının qiymətini x=0,45 və eksenel dinamik yük əmsalını y=1,07 təyin edirik.

Ekvivalent radial dinamik yükü təyin edirik:

Qəbul edilmiş yatağın ömrünü hesablayaq:

Hansı ki, tələblərə cavab verir.

12. Yorulma gücü və dözümlülüyü üçün sürücü şaftının (ən çox yüklənmiş) şaftının hesablanması

Effektiv yüklər:

Radial qüvvə

Dönmə momenti -

Nağara üzərində an

Şaquli müstəvidə dayaqların reaksiyalarını təyin edək.

yoxlayaq: ,

Beləliklə, şaquli reaksiyalar düzgün tapıldı.

Üfüqi müstəvidə dayaqların reaksiyalarını təyin edək.

bunu alırıq.

Üfüqi reaksiyaların tapılmasının düzgünlüyünü yoxlayaq: , - düzgün.

Təhlükəli hissədəki anlar aşağıdakılara bərabər olacaq:

Hesablama, dəyəri qəbul edilə bilən təhlükəsizlik əmsalının yoxlanılması şəklində aparılır. Bu halda şərt yerinə yetirilməlidir ki, hesablanmış təhlükəsizlik əmsalı haradadır və aşağıda müəyyən edəcəyimiz normal və tangensial gərginliklər üçün təhlükəsizlik əmsallarıdır.

Nəticədə əyilmə momentini aşağıdakı kimi tapaq:

Şaft materialının mexaniki xüsusiyyətlərini müəyyən edək (Polad 45): - müvəqqəti müqavimət (dartılma gücü); və - simmetrik əyilmə və burulma dövrü altında hamar nümunələrin dözümlülük hədləri; - materialın gərginlik dövrünün asimmetriyasına həssaslıq əmsalı.

Aşağıdakı miqdarların nisbətini təyin edək:

burada və effektiv gərginlik konsentrasiyası əmsallarıdır və en kəsiyinin mütləq ölçülərinin təsir əmsalıdır. Kobudluğun təsir əmsalının qiymətini və səthin sərtləşməsinin təsir əmsalını tapaq.

Gərginlik konsentrasiyası əmsallarının dəyərlərini və şaftın müəyyən bir hissəsi üçün hesablayaq:

Baxılan hissədə şaftın dözümlülük hədlərini müəyyən edək:

Şaft hissəsinin müqavimətinin eksenel və qütb momentlərini hesablayaq:

şaftın dizayn diametri haradadır.

Düsturlardan istifadə edərək təhlükəli hissədə əyilmə və kəsmə gərginliyini hesablayaq:

Normal gərginliklər üçün təhlükəsizlik amilini təyin edək:

Tangensial gərginliklər üçün təhlükəsizlik əmsalını tapmaq üçün aşağıdakı dəyərləri təyin edirik. Verilmiş bölmə üçün gərginlik dövrü asimmetriyasının təsir əmsalı. Orta dövr gərginliyi. Təhlükəsizlik əmsalını hesablayaq

Təhlükəsizlik əmsalının hesablanmış qiymətini tapaq və onu icazə verilən ilə müqayisə edək: - şərt yerinə yetirilir.

13. Açarlı birləşmələrin hesablanması

Açarlı birləşmələrin hesablanması əsas materialın əzməyə qarşı möhkəmliyi şərtlərinin yoxlanılmasından ibarətdir.

1. Təkər üçün aşağı sürətli şaftı vurun.

16x10x50 açarı qəbul edirik

Güc vəziyyəti:

1. Mufta üçün aşağı sürətli mil üzərində açar.

Mil üzərində fırlanma momenti, - mil diametri, - açar eni, - açar hündürlüyü, - mil yivinin dərinliyi, - qovşaq yivinin dərinliyi, - rulmana icazə verilən gərginlik, - axma gücü.

Açarın işləmə uzunluğunu müəyyənləşdirin:

12x8x45 açarı qəbul edirik

Güc vəziyyəti:

14. Muftaların seçilməsi

Torku elektrik mühərriki şaftından yüksək sürətli milə ötürmək və şaftın təhrifinin qarşısını almaq üçün bir mufta seçirik.

GOST 20884-82-yə uyğun olaraq torus formalı qabıqlı elastik mufta kəmər konveyerini idarə etmək üçün ən uyğundur.

Mufta aşağı sürətli sürət qutusunun şaftındakı torkdan asılı olaraq seçilir.

Toroidal muftalar yüksək burulma, radial və bucaq uyğunluğuna malikdir. Bağlayıcı yarımlar həm silindrik, həm də konusvari şaftın uclarında quraşdırılır.

Müəyyən bir növ birləşmə üçün hər bir növün icazə verilən yerdəyişmə dəyərləri (digər növlərin yerdəyişmələri sıfıra yaxın olmaq şərti ilə): eksenel mm, radial mm, bucaq. Şaftlara təsir edən yükləri ədəbiyyatdan qrafiklərdən müəyyən etmək olar.

15. Qurd dişli və podşipniklərin yağlanması

Transmissiyanı yağlamaq üçün karter sistemi istifadə olunur.

Təkər dişlərinin yuxarı hissəsinin periferik sürətini təyin edək:

Aşağı sürətli bir mərhələ üçün burada qurd çarxının fırlanma tezliyi, qurd çarxının təpələrinin dairəsinin diametridir.

Aşağı sürətli sürət qutusu pilləsinin dişli çarxının yağ banyosuna batırılmasının maksimum icazə verilən səviyyəsini hesablayaq: , burada yüksək sürətli pillə dişlisinin dişlərinin uclarının dairələrinin diametri.

Tələb olunan yağ həcmini aşağıdakı düsturdan istifadə edərək müəyyən edək: , burada yağ doldurma sahəsinin hündürlüyü və müvafiq olaraq yağ vannasının uzunluğu və eni.

I-T-S-320 (GOST 20799-88) yağının markasını seçək.

Və - sənaye,

T - ağır yüklü vahidlər,

C - antioksidantlar, antikorroziya və aşınmaya qarşı əlavələr olan yağ.

Sıçrama səbəbindən rulmanlar eyni yağla yağlanır. Sürət qutusunu yığarkən, rulmanlar əvvəlcədən yağlanmalıdır.

Biblioqrafiya

1. P.F. Dunaev, O.P. Lelikov, “Maşınların aqreqatlarının və hissələrinin dizaynı”, Moskva, “Ali məktəb”, 1985.

2. D.N. Reşetov, “Maşın hissələri”, Moskva, “Maşınqayırma”, 1989.

3. R.İ. Qjirov, "Konstruktor üçün sürətli məlumat kitabı", "Maşınqayırma", Leninqrad, 1983.

4. “Maşın hissələri” strukturlarının atlası, Moskva, “Maşınqayırma”, 1980.

5. L.Ya. Perel, A.A. Filatov, "Yollanan podşipniklər" məlumat kitabı, Moskva, "Maşınqayırma", 1992.

6. A.V. Boulanger, N.V. Palochkina, L.D. Chasovnikov, "Maşın hissələri" kursunda sürət qutularının və sürət qutularının dişlilərinin hesablanması üçün təlimatlar, 1-ci hissə, Moskva, MSTU. N.E. Bauman, 1980.

7. V.N. İvanov, V.S. Barinova, "Yollanan podşipniklərin seçilməsi və hesablanması", təlimatlar kurs dizaynı, Moskva, MSTU im. N.E. Bauman, 1981.

8. E.A. Vituşkina, V.I. Strelov. Sürət qutusu şaftlarının hesablanması. MSTU im. N.E. Bauman, 2005.

9. “Aqrazaların və maşın hissələrinin konstruksiyaları” atlası, Moskva, MSTU im. N.E. Bauman, 2007.

Güc ötürən və hərəkət istiqamətini dəyişən hər hansı bir hərəkətli əlaqənin özünəməxsusluğu var spesifikasiyalar. Bucaq sürətinin və hərəkət istiqamətinin dəyişməsini təyin edən əsas meyar dişli nisbətidir. Qüvvənin dəyişməsi onunla ayrılmaz şəkildə bağlıdır. Hər bir ötürmə üçün hesablanır: mexanizmləri və maşınları layihələndirərkən kəmər, zəncir, dişli.

Ötürücü nisbətini öyrənməzdən əvvəl dişlilərdəki dişlərin sayını hesablamalısınız. Sonra onların sayını idarə olunan təkərdəki eyni göstəriciyə bölün. 1-dən böyük rəqəm, inqilabların sayını və sürəti artıraraq, həddindən artıq ötürmə mexanizmi deməkdir. 1-dən azdırsa, ötürmə sürəti azaldır, gücü və təsir gücünü artırır.

Ümumi tərif

İnqilabların sayını dəyişdirməyin bariz nümunəsi sadə bir velosipeddə ən asanlıqla müşahidə olunur. Kişi yavaş-yavaş pedallar. Təkər daha sürətli fırlanır. İnqilabların sayında dəyişiklik bir zəncirdə birləşdirilmiş 2 dişli çarx sayəsində baş verir. Pedallar ilə fırlanan böyük bir inqilab etdikdə, arxa hubda dayanan kiçik bir neçə dəfə fırlanır.

Tork ötürücüləri

Mexanizmlər fırlanma anı dəyişdirən bir neçə növ dişlidən istifadə edir. Onların öz xüsusiyyətləri, müsbət keyfiyyətləri və mənfi cəhətləri var. Ən çox yayılmış ötürmələr:

• kəmər;
• zəncir;
• dişli

Kəmər sürücüsü həyata keçirmək üçün ən sadədir. Evdə hazırlanmış maşınlar yaratarkən, dəzgahlarda işçi blokun fırlanma sürətini dəyişdirmək üçün avtomobillərdə istifadə olunur.

Kəmər 2 kasnak arasında gərginləşir və fırlanmanı sürücüdən idarə olunana ötürür. Performans zəifdir, çünki kəmər hamar bir səthdə sürüşür. Bunun sayəsində kəmər montajı fırlanma ötürmənin ən təhlükəsiz yoludur. Həddindən artıq yükləndikdə, kəmər sürüşür və idarə olunan mil dayanır.

Köçürülən inqilabların sayı kasnakların diametrindən və yapışma əmsalından asılıdır. Fırlanma istiqaməti dəyişmir.

Keçid dizaynı bir kəmər dişli ötürücüdür.

Kəmərdə çıxıntılar, dişli çarxda dişlər var. Bu tip kəmər avtomobilin kapotunun altında yerləşir və krank mili və karbüratörün oxlarında dişli çarxları birləşdirir. Həddindən artıq yükləndikdə kəmər qırılır, çünki bu, qurğunun ən ucuz hissəsidir.

Zəncir dişli çarxlardan və rulonlu zəncirdən ibarətdir. Ötürülən sürət, qüvvə və fırlanma istiqaməti dəyişmir. Zəncir ötürücüləri nəqliyyat mexanizmlərində və konveyerlərdə geniş istifadə olunur.

Ötürücü Xüsusiyyətlər

Bir dişli ötürücüdə sürücülük və idarə olunan hissələr dişlərin torları vasitəsilə birbaşa qarşılıqlı təsir göstərir. Belə bir qovşağın işləməsi üçün əsas qayda modulların eyni olmasıdır. Əks halda, mexanizm tıxanacaq. Buradan belə çıxır ki, diametrlər dişlərin sayına birbaşa mütənasib olaraq artır. Hesablamalarda bəzi dəyərlər digərləri ilə əvəz edilə bilər.

Modul iki bitişik dişin eyni nöqtələri arasındakı ölçüdür.

Məsələn, mərkəz xətti boyunca oxlar və ya involutun üzərindəki nöqtələr arasında Modulun ölçüsü dişin enindən və onların arasındakı boşluqdan ibarətdir. Modulu əsas xəttin və dişin oxunun kəsişmə nöqtəsində ölçmək daha yaxşıdır. Radius nə qədər kiçik olsa, xarici diametr boyunca dişlər arasındakı boşluq bir o qədər çox pozulur, nominal ölçüdən yuxarıya doğru artır. İdeal evolyut formaları praktiki olaraq yalnız rəfdə tapıla bilər. Teorik olaraq, maksimum sonsuz radiuslu təkərdə.

Daha az dişli hissəyə dişli deyilir. Adətən o, mühərrikdən fırlanma anı ötürən aparıcıdır.

Ötürücü təkər var daha böyük diametr və bir cüt qul. İşçi qurğuya bağlıdır. Məsələn, lazımi sürətlə fırlanmanı avtomobilin təkərlərinə və ya dəzgahın milinə ötürür.

Tipik olaraq, dişli dövrələrin sayını azaldır və gücü artırır. Bir cütdə daha böyük diametrli bir hissə varsa, sürücü dişli, çıxışda, dişli daha çox dövrə malikdir və daha sürətli fırlanır, lakin mexanizmin gücü azalır. Belə dişlilər aşağı sürüşmə adlanır.

Ötürücü və təkər qarşılıqlı olduqda, bir anda bir neçə miqdar dəyişir:

• inqilabların sayı;
• güc;
• fırlanma istiqaməti.

Ötürücü hissələrdə müxtəlif diş formaları ola bilər. Bu, ilkin yükdən və cütləşən hissələrin oxlarının yerindən asılıdır. Ötürücü hərəkətli birləşmələrin növləri var:

• düz dişlər;
• spiral;
• şevron;
• konusvari;
• vida;
• qurd

Ən çox görülən və yerinə yetirilməsi asan olan təkan dişlisidir. Dişin xarici səthi silindrikdir. Ötürücü və təkər oxlarının düzülüşü paraleldir. Diş hissənin sonuna doğru bucaq altında yerləşir.

Təkərin genişliyini artırmaq mümkün olmadıqda, lakin böyük bir qüvvənin ötürülməsi lazım olduqda, diş bir açı ilə kəsilir və bununla da təmas sahəsini artırır. Ötürücü nisbətinin hesablanması dəyişmir. Vahid daha yığcam və güclü olur.

Spiral dişlilərin dezavantajı rulmanlara əlavə yükdür. Aparıcı hissənin təzyiqindən gələn qüvvə təmas müstəvisinə perpendikulyar təsir göstərir. Radial qüvvəyə əlavə olaraq, eksenel qüvvə də görünür.

Şevron bağlantısı ox boyunca gərginliyi kompensasiya etməyə və gücü daha da artırmağa imkan verir. Təkər və dişli müxtəlif istiqamətlərə yönəldilmiş 2 sıra əyilmiş dişlərə malikdir. Transmissiya nömrəsi, dişlərin və diametrlərin sayının nisbətinə görə bir dişli dişli ilə eyni şəkildə hesablanır. Chevron dişlisini həyata keçirmək çətindir. Yalnız çox ağır yükü olan mexanizmlərdə quraşdırılır.

Çox mərhələli sürət qutusunda sürət qutusuna girişdə sürücü dişli ilə çıxış şaftında idarə olunan halqa dişli arasında yerləşən bütün dişli hissələri aralıq adlanır. Hər bir fərdi cütün öz dişli, dişli və təkər var.

Sürət qutusu və sürət qutusu

Ötürücüləri olan hər hansı bir sürət qutusu sürət qutusudur, lakin bunun əksi doğru deyil.

Ötürücü qutu, dişlilərin yerləşdiyi hərəkətli şafta malik bir sürət qutusudur müxtəlif ölçülərdə. Ox boyunca sürüşərək, işə ilk bir və ya digər cüt hissə daxildir. Dəyişiklik müxtəlif dişli və təkərlərin alternativ birləşməsi səbəbindən baş verir. Onlar diametri və ötürülən inqilabların sayı ilə fərqlənirlər. Bu, təkcə sürəti deyil, həm də gücü dəyişdirməyə imkan verir.

Avtomobil transmissiyası

Maşında, pistonun tərcümə hərəkəti krank şaftının fırlanma hərəkətinə çevrilir. Transmissiya çoxlu sayda müxtəlif komponentlərin bir-biri ilə qarşılıqlı əlaqəsi olan mürəkkəb mexanizmdir. Onun məqsədi fırlanmanı mühərrikdən təkərlərə ötürmək və inqilabların sayını - avtomobilin sürətini və gücünü tənzimləməkdir.

Transmissiyaya bir neçə sürət qutusu daxildir. Bu, ilk növbədə:

• sürət qutusu - sürətlər;
• diferensial.

Kinematik diaqramdakı sürət qutusu krank şaftının dərhal arxasında yerləşir və fırlanma sürətini və istiqamətini dəyişir.

Diferensial bir-birinə qarşı eyni oxda yerləşən iki çıxış şaftına malikdir. Onlar müxtəlif istiqamətlərə baxırlar. Sürət qutusunun dişli nisbəti - diferensial kiçikdir, 2 ədəddir. Fırlanma oxunun mövqeyini və istiqamətini dəyişir. Konik dişli çarxların bir-birinə qarşı düzülüşünə görə, bir dişli ilə işə salındıqda, onlar avtomobilin oxunun vəziyyətinə nisbətən bir istiqamətdə fırlanır və fırlanma anı birbaşa təkərlərə ötürür. Diferensial idarə olunan ucların, onların arxasında isə təkərlərin sürətini və fırlanma istiqamətini dəyişir.

Ötürücü nisbətini necə hesablamaq olar

Ötürücü və təkər eyni modul və mütənasib diametrli fərqli sayda dişlərə malikdir. Ötürücü nisbəti, idarə olunan hissəni tam dairəyə çevirmək üçün hərəkət hissəsinin neçə dövrə vuracağını göstərir. Ötürücülər sərt bir əlaqəyə malikdir. Onlarda ötürülən inqilabların sayı dəyişmir. Bu, həddindən artıq yük və toz şəraitində qurğunun işinə mənfi təsir göstərir. Diş çarxdakı kəmər kimi sürüşə bilmir və qırılır.

Müqavimət olmadan hesablama

Ötürücü nisbətini hesablayarkən, hər bir hissədəki dişlərin sayı və ya onların radiusları istifadə olunur.

u 12 = ± Z 2 /Z 1 və u 21 = ± Z 1 /Z 2,

Burada u 12 dişli və təkər dişli nisbətidir;

Z 2 və Z 1 - müvafiq olaraq, idarə olunan təkər və ötürücü dişlilərin sayı.

Tipik olaraq, hərəkətin saat yönünün istiqaməti müsbət hesab olunur. İşarə çox mərhələli sürət qutularının hesablamalarında böyük rol oynayır. Hər bir dişlinin dişli nisbəti kinematik zəncirdə yerləşmə sırasına görə ayrıca müəyyən edilir. İşarə əlavə diaqramlaşdırmadan dərhal çıxış şaftının və işçi qurğunun fırlanma istiqamətini göstərir.

Bir neçə dişli - çoxpilləli sürət qutusunun dişli nisbətinin hesablanması dişli nisbətlərinin məhsulu kimi müəyyən edilir və düsturla hesablanır:

u 16 = u 12 ×u 23 ×u 45 ×u 56 = z 2 /z 1 ×z 3 /z 2 ×z 5 /z 4 ×z 6 /z 5 = z 3 /z 1 ×z 6 /z 4

Ötürücü nisbətinin hesablanması üsulu, inqilabların sayının əvvəlcədən müəyyən edilmiş çıxış dəyərlərinə malik bir sürət qutusu dizayn etməyə və nəzəri olaraq dişli nisbətini tapmağa imkan verir.

Ötürücü sərtdir. Parçalar bir kəmər sürücüsündə olduğu kimi bir-birinə nisbətən sürüşə bilməz və fırlanma sayının nisbətini dəyişdirə bilməz. Buna görə çıxış sürəti dəyişmir və həddindən artıq yüklənmədən asılı deyil. Bucaq sürətinin və dövrlərin sayının hesablanması düzgün olur.

Ötürücü səmərəliliyi

Ötürücü nisbətini həqiqətən hesablamaq üçün əlavə amillər nəzərə alınmalıdır. Düstur bucaq sürəti üçün etibarlıdır; güc və güc anına gəldikdə, onlar real sürət qutusunda daha azdır. Onların dəyəri ötürmə anlarının müqaviməti ilə azalır:

• təmasda olan səthlərin sürtünməsi;
• qüvvələrin təsiri və deformasiyaya qarşı müqaviməti altında hissələrin əyilməsi və burulması;
• açarlar və splaynlar üzrə itkilər;
• podşipniklərdə sürtünmə.

Hər bir əlaqə, rulman və montaj növü öz düzəliş amillərinə malikdir. Onlar formulaya daxildir. Dizaynerlər hər bir açarın və yatağın əyilməsi üçün hesablamalar aparmırlar. Kataloqda bütün lazımi əmsallar var. Lazım gələrsə, onlar hesablana bilər. Düsturlar sadəlikdən fərqlənmir. Onlar ali riyaziyyatın elementlərindən istifadə edirlər. Hesablamalar xrom-nikel poladlarının qabiliyyəti və xassələri, onların çevikliyi, dartılma gücü, əyilmə, qırılma və digər parametrlərə, o cümlədən hissənin ölçülərinə əsaslanır.

Rulmanlara gəldikdə, onların seçildiyi texniki arayış kitabında onların iş vəziyyətini hesablamaq üçün bütün məlumatlar var.

Gücü hesablayarkən dişlinin əsas göstəricisi kontakt yamasıdır, faizlə göstərilir və ölçüsü böyük əhəmiyyət kəsb edir. Yalnız çəkilmiş dişlər bütün involut boyunca ideal forma və toxunuşa malik ola bilər. Praktikada, onlar bir neçə yüzdə bir mm səhvlə istehsal olunur. Bölmə yük altında işləyərkən hissələrin bir-biri ilə qarşılıqlı əlaqədə olduğu yerlərdə involutda ləkələr görünür. Diş səthində nə qədər çox sahə tuturlarsa, fırlanma zamanı qüvvə bir o qədər yaxşı ötürülür.

Bütün əmsallar birlikdə birləşdirilir və nəticə sürət qutusunun səmərəlilik dəyəridir. Səmərəlilik faizlə ifadə edilir. Giriş və çıxış vallarında gücün nisbəti ilə müəyyən edilir. Ötürücülər, birləşmələr və rulmanlar nə qədər çox olarsa, səmərəliliyi bir o qədər azdır.

Ötürücü nisbəti

Ötürücü nisbətinin dəyəri dişli nisbəti ilə eynidir. Bucaq sürətinin və güc anının böyüklüyü diametrinə mütənasib olaraq və dişlərin sayına görə dəyişir, lakin əks məna daşıyır.

Dişlərin sayı nə qədər çox olarsa, bucaq sürəti və təsir qüvvəsi bir o qədər aşağı olar - güc.

Güc və yerdəyişmə ölçüsünün sxematik təsviri ilə dişli və təkər dişlərin və tərəflərin təmas nöqtəsində birləşən hissələrin diametrlərinə bərabər olan dəstəyi olan bir qolu kimi təqdim edilə bilər. 1 dişlə yerdəyişmə zamanı onların ekstremal nöqtələri eyni məsafəni qət edir. Lakin hər hissədə fırlanma bucağı və fırlanma momenti fərqlidir.

Məsələn, 10 dişli dişli 36° fırlanır. Eyni zamanda 30 dişi olan hissə 12° hərəkət edir. Daha kiçik diametrli hissənin bucaq sürəti daha böyükdür, 3 dəfə. Eyni zamanda, xarici diametrdə bir nöqtənin keçdiyi yol tərs mütənasib bir əlaqəyə malikdir. Ötürücüdə xarici diametrin hərəkəti daha azdır. Güc anı yerdəyişmə nisbəti ilə tərs artır.

Fırlanma momenti hissənin radiusu ilə artır. Zərbə qolunun ölçüsü ilə birbaşa mütənasibdir - xəyali qolun uzunluğu.

Ötürücü nisbəti dişli vasitəsilə ötürülən zaman qüvvə momentinin nə qədər dəyişdiyini göstərir. Rəqəmsal dəyər ötürülən sürətə uyğundur.

Ötürücü nisbəti düsturla hesablanır:

U 12 = ±ω 1 /ω 2 =±n 1 /n 2

burada U 12 təkərə nisbətən dişli nisbətidir;

Ən yüksək effektivliyə və həddindən artıq yüklənməyə qarşı ən az qorunmaya malikdir - güc tətbiqi elementi qırılır və mürəkkəb istehsal texnologiyası ilə yeni bahalı hissə hazırlamalısınız.

Gücün hesablanması və mühərrik sürət qutusunun seçilməsi

Hərəkətə qarşı müqaviməti aradan qaldırmaq üçün mühərrik gücü formula ilə müəyyən edilir

burada: V kranın hərəkət sürəti, m/s.

h - sürücünün səmərəliliyi. Təxminən - 0,9, /3/;

Mexanizm sürücüsü iki ayrı dişli mühərrikdən ibarət olduğundan, hər birinin gücü düsturla müəyyən edilir:

Biz həmçinin düsturla müəyyən edilən təkər sürəti ilə müəyyən edilən çıxış şaftının fırlanma sürəti kimi bir dəyər əsasında dişli mühərriki seçirik.

təkərin diametri haradadır, m;

V - kranın hərəkət sürəti, m/dəq;

MP 3 2 GOST 21356 - 75 tipli motor sürət qutusunu qəbul edirik:

MP 3 2 - 63, /1/, aşağıdakı xüsusiyyətlərə malikdir:

Nominal güc, kVt 5.50

Nominal çıxış milinin fırlanma sürəti, min - 1 45

Çıxış şaftında icazə verilən fırlanma momenti, N*m 1000

Elektrik mühərriki növü 4А112М4Р3

Elektrik mühərrikinin fırlanma sürəti, min - 1 1450

Çıxış milinin ucunun diametri, mm 55

Çəki motor - sürət qutusu, kq 147

Bunun yerinə dişli motorun istifadəsi açıqdır şərti sxem sürücünün çəkisini demək olar ki, üç dəfə azaltmağa və bununla da yenidənqurma xərclərini azaltmağa imkan verir.

Bağlama seçimi

Mühərrik reduktorunun və təkərin şaftlarını birləşdirmək üçün MUVP-320 elastik kol-pin muftasından istifadə edirik. Düsturdan istifadə edərək debriyajın fırlanma momentini yoxlayaq:

Burada K - iş rejimi əmsalı, K=2,25, /3/;

Birləşdirmə şaftında fırlanma anı, N*M;

Debriyaj tərəfindən ötürülən maksimum fırlanma anı, Nm 4000

Birləşmənin ətalət anı, kq m 2; 0.514

Çəki, kq 13.3

Əyləc momentinin hesablanması və əyləc seçimi

Hərəkət mexanizminin əyləcinin seçildiyi əyləc anı elə olmalıdır ki, kranın müəyyən əyləc məsafəsində dayanmasını təmin etsin.

Digər tərəfdən, çox böyük olmamalıdır, əks halda əyləc zamanı təkərlər relsə nisbətən sürüşə bilər. Buna görə də, maksimum əyləc momenti işləyən təkərlərin relsə kifayət qədər yapışması şərtindən müəyyən edilir.

Təkər-rels yapışmasının müəyyən edilmiş ehtiyatının təmin edildiyi maksimum icazə verilən dəyər 1,2-dir; Yerüstü kranların hərəkət mexanizmləri üçün /3/, düstur (10) ilə müəyyən edilir:

Əyləc zamanı hərəkətin bərabər yavaş olduğunu düşünürük, düstura (11) uyğun olaraq minimum əyləc vaxtını alırıq:

Əyləc vaxtını bilməklə, düsturdan istifadə edərək tələb olunan əyləc momentini təyin edirik:

Kranın ümumi kütləsi haradadır, kq;

Çalışan təkərin diametri, m;

Mühərrikin sürəti, dəq-1;

Ötürücü nisbəti;

h - sürücünün səmərəliliyi;

(?J)I - ümumi ətalət momenti;

Rotorun ətalət anı haradadır, kq*m 2 ;0,040. /10/;

Mufta və əyləc çarxının ətalət anı: 0,095 kq*m 2, /3/;

(?J)I = 0,040+0,095=0,135 ;

Əyləc kasnağının diametrini (28) düsturu ilə təyin edək:

Əyləc kasnağının eni, mm 95

Şaftın diametri, mm 42

Çəki, kq 9.2

Müəyyən bir əyləc momentinə əsaslanaraq, aşağıdakı xüsusiyyətlərə malik olan TKG-200 əyləcini qəbul edirik /11/:

Nominal əyləc anı, N*M 250

Əyləc kasnağının diametri, mm 200

Təkər vuruşu, mm 32

Yastığın ayrılması, mm 1.0

İtici tip, TGM-25

Çəki, kq 37,6

Çalışan təkərlərin relsə yapışmasının yoxlanılması

(3.13) şərtə uyğun olaraq işləyən təkərlərin relsə yapışmasını yoxlayırıq; işə salınma sürəti (3.14) düsturu ilə müəyyən edilir; bunun üçün başlanğıc vaxtını təyin etmək üçün (3.15) düsturundan istifadə edirik; Formula (3.16) istifadə edərək, kranın yük olmadan hərəkətinə müqavimət anını təyin edirik:

Düsturdan istifadə edərək orta başlanğıc torkunu təyin edək

Mühərrikin nominal anı haradadır, Nm;

Düsturdan istifadə edərək nominal fırlanma anı təyin edək:

Mühərrikin gücü haradadır, kVt;

Mühərrik şaftının fırlanma sürəti, min - 1;

Vəziyyət K sts?1,2 təmin edilir, kranın idarəedici təkərlərinin sürüşməsi istisna olunur.

Başlama şərtlərinə əsasən elektrik mühərrikinin yoxlanılması

Yaranan başlanğıc vaxtı dəyəri işləyən təkərlərin relsə yapışma şərtini təmin edə bilər, lakin elektrik mühərrikinin işə salınması şərtini təmin etmir.

Yazılan başlanğıc vəziyyətinə görə mühərriki yoxlayaq:

Burada [f] icazə verilən həddindən artıq yüklənmə əmsalıdır,

[f] = 2.0; /10/;

Mühərrikin işə salınma anı, Nm.

Vəziyyət f< [f] выполняется. По условию пуска электродвигатель подходит.