Proračun odabira mjenjača. Provjera prianjanja kotača na tračnicu

Proračun snage i izbor motor-mjenjača

Odabir spojnice

Proračun kočnog momenta i odabir kočnice

Provjera prianjanja kotača na tračnicu

Projektni zadatak

1. Izbor elektromotora, kinematički i energetski proračun pogona

2. Proračun zupčanika mjenjača

3. Preliminarni proračun vratila mjenjača

4. IZGLED MJENJAČA

5. ODABIR I PROVJERA TRAJNOSTI LEŽAJA, REAKCIJE NOSAČA

6. REZERVNA ČVRSTOĆA NA UMOR. Precizan proračun osovina

7. Izračun ključeva

9.MONTAŽA MJENJAČA

Opća definicija

Kako izračunati prijenosni omjer

Omjer prijenosa

4.1. Konstruktivne dimenzije zupčanika i kotača

4.2. Konstruktivne dimenzije kućišta mjenjača

4.3. Izgled mjenjača

5.1. Pogonsko vratilo

5.2. Pogonsko vratilo

6.1.Pogonsko vratilo

6.2. Pogonsko vratilo:

Dizajn i testiranje izračun mjenjač

Zašto je potreban motor s reduktorom?

Kako odabrati motor s reduktorom?

Kako izračunati motor s reduktorom?

V=∏2Rn\60

ω=∏*n\30

M=ŽR (NM)

P=ω*M, W

Gdje kupiti motor reduktor?

Prijenosi momenta

Karakteristike zupčanika

Mjenjač i mjenjač

Prijenos automobila

Proračun bez otpora

Učinkovitost prijenosnika

Šasija

23.11.2021

Dizajn zadatak 3

1. Izbor elektromotora, kinematički i energetski proračun pogona 4

2. Proračun zupčanika mjenjača 6

3. Preliminarni proračun vratila mjenjača 10

4. IZGLED MJENJAČA 13

4.1. Strukturne dimenzije zupčanika i kotača 13

4.2. Konstruktivne dimenzije kućišta mjenjača 13

4.3. Izgled mjenjača 14

5. ODABIR I PROVJERA TRAJNOSTI LEŽAJA, REAKCIJE NOSAČA 16

5.1. Pogonsko vratilo 16

5.2. Pogonsko vratilo 18

6. REZERVNA ČVRSTOĆA NA UMOR. Precizan proračun osovina 22

6.1. Pogonsko vratilo 22

6.2. Pogonsko vratilo: 24

7. Izračun ključeva 28

8.ODABIR MAZIVA 28

9.MONTAŽA MJENJAČA 29

KNJIŽEVNOST 30

Dizajnirajte jednostupanjski horizontalni spiralni mjenjač za pogon transportne trake.

Kinematički dijagram:

1. Elektromotor.

2. Elektromotorna spojka.

3. Zupčanik.

4. Kotač.

5. Bubanj spojka.

6. Bubanj trakastog transportera.

Tehnički uvjeti: snaga na bubnju transportera P b = 8,2 kW, brzina vrtnje bubnja n b = 200 o/min.

Učinkovitost para čeličnih zupčanika η h = 0,96; koeficijent koji uzima u obzir gubitke para kotrljajućih ležajeva, η PC = 0,99; Učinkovitost kvačila η m = 0,96.

Ukupna učinkovitost pogona

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

Snaga na osovini bubnja P b = 8,2 kW, n b=200 o/min. Potrebna snaga motora:

R dv =
=
= 9,36 kW

N dv = n b·(2...5)=
= 400…1000 o/min

Elektromotor biramo prema potrebnoj snazi R dv=9,36 kW, trofazni kavezni elektromotor serije 4A, zatvoren, napuhan, sa sinkronom brzinom od 750 o/min 4A160M6U3, s parametrima R dv=11,0 kW i klizanje 2,5% (GOST 19523-81). Nazivna brzina motora:

n dv= broj okretaja u minuti

Omjer prijenosa ja= u= n ne m / n b = 731/200=3,65

Određujemo brzine vrtnje i kutne brzine na svim pogonskim vratilima:

n dv = n ne m = 731 o/min

n 1 = n dv = 731 o/min

broj okretaja u minuti

n b = n 2 = 200,30 o/min

gdje je brzina vrtnje elektromotora;

- nazivna brzina vrtnje elektromotora;

- brzina vrtnje brzohodne osovine;

- brzina vrtnje sporohodne osovine;

ja= u - Omjer prijenosa;

- kutna brzina elektromotora;

- kutna brzina brzohodnog vratila;

- kutna brzina osovine male brzine;

- kutna brzina pogonskog bubnja.

Određujemo snagu i moment na svim pogonskim vratilima:

R dv =P potreban = 9,36 kW

R 1 =P dv ·η m = 9,36·0,97=9,07 kW

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

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

Gdje
- snaga elektromotora;

- snaga na vratilu zupčanika;

- snaga na osovini kotača;

- snaga na osovini bubnja.

Određujemo moment elektromotora i momente na svim pogonskim vratilima:

Gdje - moment elektromotora;

- zakretni moment brzohodne osovine;

- zakretni moment vratila male brzine;

- moment pogonskog bubnja.

Za zupčanike i kotače biramo materijale prosječnih mehaničkih karakteristika:

Za zupčanik čelik 45, toplinska obrada – poboljšanje, tvrdoća HB 230;

Za kotač – čelik 45, toplinska obrada – poboljšanje, tvrdoća HB 200.

Dopuštena kontaktna naprezanja izračunavamo pomoću formule:

Gdje σ H lim b– granica izdržljivosti kontakta pri osnovnom broju ciklusa;

DO H.L.– koeficijent trajnosti;

– faktor sigurnosti.

Za ugljične čelike s tvrdoćom površine zuba manjom od HB 350 i toplinskom obradom (poboljšanjem)

σ H lim b = 2NV+70;

DO H.L. prihvacamo jednak 1, jer projektirani vijek trajanja više od 5 godina; faktor sigurnosti =1,1.

Za spiralne zupčanike izračunato dopušteno kontaktno naprezanje određeno je formulom:

za opremu
= MPa

za kotač =
MPa.

Zatim izračunato dopušteno kontaktno naprezanje

Stanje
učinjeno.

Međuosni razmak od uvjeta kontaktne izdržljivosti aktivnih površina zuba pronaći će se pomoću formule:

Gdje
- tvrdoća zubnih površina. Za simetričan raspored kotača u odnosu na oslonce i uz tvrdoću materijala ≤350HB, prihvaćamo u rasponu (1 – 1,15). Uzmimo =1,15;

ψ ba =0,25÷0,63 – koeficijent širine krune. Prihvaćamo ψ ba = 0,4;

K a = 43 – za zupčanike s kosim i čevronskim zupčanicima;

u - Omjer prijenosa. I = 3,65;

Prihvaćamo središnju udaljenost
, tj. zaokružite na najbliži cijeli broj.

Prihvaćamo uobičajeni modul angažmana prema sljedećoj preporuci:

m n =
=
mm;

prihvaćeno prema GOST 9563-60 m n=2 mm.

Uzmimo najprije kut nagiba zuba β = 10° i izračunajmo broj zuba zupčanika i kotača:

Z1=

Prihvacamo z 1 = 34, zatim broj zubaca kotača z 2 = z 1 · u= 34·3,65=124,1. Prihvacamo z 2 = 124.

Pojašnjavamo vrijednost kuta nagiba zuba:

Glavne dimenzije zupčanika i kotača:

promjeri koraka:

Ispitivanje:
mm;

promjer vrha zuba:

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;

promjer korijena zuba: 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;

odrediti širinu kotača : b2=

odredite širinu zupčanika: b 1 = b 2 +5mm =64+5=69 mm.

Određujemo koeficijent širine zupčanika prema promjeru:

Periferna brzina kotača i stupanj točnosti prijenosa:

Pri ovoj brzini, za kosilice prihvaćamo 8. stupanj točnosti, gdje je faktor opterećenja jednak:

DO Hβ uzimamo da je jednak 1,04.

, jer tvrdoća materijala je manja od 350HB.

Tako, K H = 1,04·1,09·1,0=1,134.

Kontaktne napone provjeravamo pomoću formule:

Izračunavamo preopterećenje:

Preopterećenje je u granicama normale.

Sile koje djeluju u zahvatu:

obodni:

;

radijalno:

Gdje
=20 0 - kut zahvata u normalnom presjeku;

=9,07 0 - kut nagiba zuba.

Izdržljivost zuba provjeravamo naprezanjem na savijanje pomoću formule:

Gdje
=1,1 – koeficijent koji uzima u obzir neravnomjernu raspodjelu opterećenja po duljini zuba (koeficijent koncentracije opterećenja);

=1,1 – koeficijent koji uzima u obzir dinamički učinak opterećenja (koeficijent dinamičnosti);

Koeficijent koji uzima u obzir oblik zuba i ovisi o ekvivalentnom broju zuba

Dopušteno naprezanje prema formuli

Za čelik 45 poboljšan s tvrdoćom HB≤350 σ 0 F lim b=1,8 HB.

Za zupčanik σ 0 F lim b=1,8·230=415 MPa; za kotač σ 0 F lim b=1,8·200=360 MPa.

=΄˝ - faktor sigurnosti, gdje je ΄=1,75, ˝=1 (za otkivke i utiske). Prema tome, .=1,75.

Dopušteni naponi:

za opremu
MPa;

za kotač
MPa.

Pronalaženje veze
:

za opremu
;

za kotač
.

Daljnje proračune treba provesti za zube kotača za koje je pronađeni omjer manji.

Određujemo koeficijente Y β i K Fα:

Gdje DO Fα- koeficijent koji uzima u obzir neravnomjernu raspodjelu opterećenja između zuba;

=1,5 - koeficijent krajnjeg preklapanja;

n=8 - stupanj točnosti zupčanika.

Čvrstoću zuba kotača provjeravamo pomoću formule:

;

Uvjet čvrstoće je zadovoljen.

Promjeri osovina određuju se formulom:

Za pogonsko vratilo [τ do] = 25 MPa; za podređeni [τ k ] = 20 MPa.

Pogonsko vratilo:

Za motor 4A 160M6U3 = 48 mm. Promjer osovine d u 1 =48

Uzmimo promjer osovine ispod ležajeva d n1 =40 mm

Promjer spojnice d m =0,8·=
=38,4 mm. Prihvacamo d m =35 mm.

Slobodni kraj osovine može se odrediti približnom formulom:

Gdje d P – promjer osovine za ležaj.

Pod ležajevima prihvaćamo:

Zatim l=

Shematski dizajn pogonskog vratila prikazan je na sl. 3.1.

Riža. 3.1. Dizajn pogonske osovine

Pogonsko vratilo.

Promjer izlaznog kraja osovine:

, uzimamo najbližu vrijednost iz standardne serije

Ispod ležajeva koje uzimamo

Ispod zupčanika

Shematski dizajn pogonskog (sporohodnog) vratila prikazan je na sl. 3.2.

Riža. 3.2. Dizajn pogonske osovine

Promjeri preostalih dijelova osovina određuju se na temelju razmatranja dizajna prilikom konfiguriranja mjenjača.

Zupčanik je izrađen u sklopu s osovinom. Njegove dimenzije:

širina

promjer

promjer vrha zuba

promjer udubljenja
.

Kovani kotač:

širina

promjer

promjer vrha zuba

promjer udubljenja

promjer glavčine

duljina glavčine,

prihvacamo

Debljina ruba:

prihvacamo

Debljina diska:

Debljina stijenki tijela i pokrova:

Prihvacamo

Prihvacamo
.

Debljina prirubnice tijela i poklopca:

pojas za gornji dio tijela i pojas za kapke:

pojas za donji dio tijela:

Prihvacamo
.

Promjer vijka:

temeljni; Prihvaćamo M16 navojne vijke;

pričvršćivanje poklopca na kućište na ležajevima

; Prihvaćamo M12 navojne vijke;

spajanje poklopca s tijelom; Prihvaćamo vijke s navojem M8.

Prva faza služi za približno određivanje položaja zupčanika u odnosu na oslonce za naknadno određivanje reakcija oslonaca i izbor ležajeva.

Crtež izgleda izrađen je u jednoj projekciji - presjek duž osi osovina s uklonjenim poklopcem mjenjača; mjerilo 1:1.

Dimenzije kućišta mjenjača:

uzimamo razmak između kraja zupčanika i unutarnje stijenke kućišta (ako postoji glavčina, uzimamo razmak od kraja glavčine); uzeti A 1 =10 mm; ako postoji glavčina, razmak se uzima s kraja glavčine;

uzimamo razmak od kruga vrhova zuba kotača do unutarnje stijenke kućišta
;

uzimamo udaljenost između vanjskog prstena ležaja pogonskog vratila i unutarnje stijenke kućišta; ako se promjer kruga vrhova zubaca zupčanika pokaže većim od vanjskog promjera ležaja, tada je udaljenost mora se uzeti iz opreme.

Prvo prikazujemo jednoredne radijalne kuglične ležajeve srednje serije; Dimenzije ležajeva se biraju prema promjeru osovine na mjestu nalijeganja ležajeva
I
.(Stol 1).

Stol 1:

Dimenzije predviđenih ležajeva

Rješavamo pitanje podmazivanja ležajeva. Primamo mast za ležajeve. Kako bismo spriječili curenje maziva u kućište i ispiranje masti tekućim uljem iz zone zahvata, postavljamo prstenove za zadržavanje ulja.

Izgled skice prikazan je na sl. 4.1.

Iz prethodnih izračuna imamo:

Određujemo reakcije podrške.

Dijagram dizajna osovine i dijagrami momenata savijanja prikazani su na sl. 5.1

U ravnini YOZ:

Ispitivanje:

u ravnini XOZ:

Ispitivanje:

u ravnini YOZ:

odjeljak 1:
;

odjeljak 2: M
=0

Odjeljak 3: M

u ravnini XOZ:

odjeljak 1:
;

odjeljak 2:

dio 3:

Ležaj biramo prema najopterećenijem nosaču. Navodimo radijalne kuglične ležajeve 208: d=40 mm;D=80mm; U=18mm; S=32,0 kN; S O = 17,8 kN.

Gdje R B=2267,3 N

- temperaturni koeficijent.

Stav
; ova vrijednost odgovara
.

Stav
; X=0,56 iY=2,15

Izračunata trajnost prema formuli:

Gdje
- brzina vrtnje pogonskog vratila.

Pogonsko vratilo nosi ista opterećenja kao i pogonsko vratilo:

Dijagram dizajna osovine i dijagrami momenata savijanja prikazani su na sl. 5.2

Određujemo reakcije podrške.

U ravnini YOZ:

Ispitivanje:

U ravnini XOZ:

Ispitivanje:

Ukupne reakcije u nosačima A i B:

Određujemo trenutke po odjeljcima:

u ravnini YOZ:

odjeljak 1: at x=0,
;

na x= l 1 , ;

odjeljak 2: at x= l 1 , ;

na x=l 1 + l 2 ,

odjeljak 3:;

u ravnini XOZ:

odjeljak 1: at x=0, ;

na x= l 1 , ;

odjeljak 2: na x=l 1 + l 2 ,

odjeljak 3: at x= l 1 + l 2 + l 3 ,

Konstruiramo dijagrame momenata savijanja.

Ležajeve biramo prema najopterećenijem nosaču i određujemo njihovu trajnost. Navodimo radijalne kuglične ležajeve 211: d=55 mm;D=100mm; U=21mm; S=43,6 kN; S O = 25,0 kN.

Gdje R A=4290,4 N

1 (unutarnji prsten se okreće);

Faktor sigurnosti za pogone trakastih transportera;

Temperaturni koeficijent.

Stav
; ova vrijednost odgovara e=0,20.

Stav
, tada X=1, Y=0. Zato

Procijenjena trajnost, milijun vol.

Procijenjena trajnost, h.

Gdje
- brzina vrtnje gonjene osovine.

Pretpostavimo da se normalna naprezanja na savijanje mijenjaju u simetričnom ciklusu, a tangentna naprezanja uslijed torzije mijenjaju se u pulsirajućem ciklusu.

Pročišćeni proračun okna sastoji se od određivanja sigurnosnih faktora s za opasne dijelove okna i njihove usporedbe s traženim vrijednostima [s]. Snaga se održava na
.

Odjeljak 1: na x=0, ;

na x=l 3 , ;

Odjeljak 2: na x=l 3 , ;

na x=l 3 + l 2 , ;

Odjeljak 3: na x=l 3 + l 2 , ;

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

Zakretni moment:

Identificiramo opasne dijelove. Da bismo to učinili, shematski prikazujemo osovinu (Sl. 8.1)

Riža. 8.1 Shematski prikaz pogonskog vratila

Dva su dijela opasna: ispod lijevog ležaja i ispod zupčanika. Opasni su jer... složeno stanje naprezanja (savijanje s uvijanjem), značajan moment savijanja.

Koncentratori stresa:

1) ležaj je postavljen u skladu s prijelaznim dosjedanjem (pritisni prislon manji od 20 MPa);

2) filet (ili utor).

Određujemo faktor sigurnosti za zamornu čvrstoću.

Za promjere obratka do 90 mm
prosječna vlačna čvrstoća za čelik 45 toplinskom obradom - poboljšanje
.

Granica zamora za simetrični ciklus savijanja:

Granica zamora za simetrični ciklus tangencijalnih naprezanja:

Odjeljak A-A. Koncentracija naprezanja je posljedica pristajanja ležaja sa zajamčenim smetnjama:

Jer tlak prešanja je manji od 20 MPa, tada smanjujemo vrijednost ovog omjera za 10%.

za gore navedene čelike prihvaćamo
I

Moment savijanja iz dijagrama:

Aksijalni moment otpora:

Normalna amplituda naprezanja:

Srednji napon:

Polarni moment otpora:

Amplituda i prosječno naprezanje ciklusa tangencijalnog naprezanja prema formuli:

Faktor sigurnosti za normalna naprezanja prema formuli:

Faktor sigurnosti za tangencijalna naprezanja prema formuli:

Rezultirajući koeficijent veći je od prihvatljivih standarda (1,5÷5). Posljedično, potrebno je smanjiti promjer osovine, što u ovom slučaju ne bi trebalo učiniti, jer tako veliki faktor sigurnosti objašnjava se činjenicom da je promjer osovine povećan tijekom projektiranja kako bi se spojila standardnom spojkom na osovinu elektromotora.

Određujemo ukupne momente savijanja. Vrijednosti momenata savijanja za presjeke uzimamo iz dijagrama.

Odjeljak 1: na x=0, ;

na x=l 1 , ;

Odjeljak 2: na x=l 1 , ;

na x=l 1 + l 2 , ;

Odjeljak 3: na x=l 1 + l 2 , ; .

Amplituda i prosječno naprezanje ciklusa tangencijalnog naprezanja:

Faktor sigurnosti za normalna naprezanja:

Faktor sigurnosti za tangencijalna naprezanja:

Rezultirajući faktor sigurnosti za dionicu prema formuli:

Jer rezultirajući faktor sigurnosti ispod ležaja je manji od 3,5, tada nema potrebe za smanjenjem promjera osovine.

Materijal ključeva je normalizirani čelik 45.

Napon gnječenja i stanje čvrstoće određuju se formulom:

Maksimalna naprezanja ležaja s čeličnom glavčinom [ σ cm ] = 100120 MPa, s lijevanim željezom [ σ

Postavite viskoznost ulja. Kod kontaktnih naprezanja
=400,91 MPa i brzina
Preporučena viskoznost ulja trebala bi biti približno jednaka
Prihvaćamo industrijsko ulje I-30A (prema GOST 20799-75).

Prije montaže, unutarnja šupljina kućišta mjenjača je temeljito očišćena i premazana bojom otpornom na ulje.

Montaža se provodi u skladu sa sklopnim crtežom mjenjača, počevši od sklopova vratila:

na pogonskom vratilu nalaze se prstenovi za zadržavanje ulja i kuglični ležajevi, prethodno zagrijani u ulju na 80-100 0 C;

klin se postavlja u pogonsku osovinu
i pritisnite zupčanik dok se ne zaustavi uz prsten osovine; zatim staviti razmaknutu čahuru, prstenove za zadržavanje ulja i postaviti kuglične ležajeve, prethodno zagrijane u ulju.

Sklop osovine postavlja se u podnožje kućišta mjenjača i stavlja se poklopac kućišta, pri čemu se sučelje između poklopca i kućišta prvo prekriva alkoholnim lakom. Za poravnanje, postavite poklopac na tijelo pomoću dvije konusne igle; zategnite vijke koji pričvršćuju poklopac na tijelo.

Nakon toga, mast se stavlja u komore ležaja pogonskog vratila, a poklopci ležaja se postavljaju sa setom metalnih podmetača za podešavanje.

Prije ugradnje kroz poklopce, u utore se postavljaju ojačane gumene manšete. Okretanjem osovina provjerite da ležajevi nisu zaglavljeni i pričvrstite poklopce vijcima.

Zatim zavrnite čep za ispuštanje ulja s brtvom i pokazivačem šipke.

Ulijte ulje u kućište i zatvorite kontrolni otvor poklopcem s brtvom od tehničkog kartona; pričvrstite poklopac vijcima.

Sastavljeni mjenjač je uhodan i ispitan na stolu prema programu utvrđenom tehničkim specifikacijama. Proračuni su sažeti u tablici 2: Tablica 2. Geometrijski parametri cilindričnog stupnja male brzine. mjenjač Mogućnosti...

Predmet >> Industrija, proizvodnja

Postoji izbor elektromotora, dizajna i testiranja izračun mjenjač i njega komponente. U... Zaključak: ΔU = 1% mjenjača [ΔU] = 4% ), kinematička izračun završeno na zadovoljavajući način. 1.4 Izračun frekvencija, snaga...

- nije lak zadatak. Jedan pogrešan korak u izračunu je pun ne samo prijevremeni izlazak kvar opreme, ali i financijski gubici (osobito ako je mjenjač u proizvodnji). Stoga se izračun motora s reduktorom najčešće povjerava stručnjaku. Ali što učiniti kada nemate takvog stručnjaka?

Motor reduktor je pogonski mehanizam koji predstavlja kombinaciju mjenjača i elektromotora. U ovom slučaju motor se montira izravno na mjenjač bez posebnih spojnica za spajanje. Zbog visoke učinkovitosti, kompaktnih dimenzija i lakoće održavanja, ova vrsta opreme se koristi u gotovo svim područjima industrije. Motorni reduktori našli su primjenu u gotovo svim proizvodnim industrijama:

Ako je zadatak odabrati motor s reduktorom, najčešće se sve svodi na odabir motora potrebne snage i broja okretaja na izlaznom vratilu. Međutim, postoje druge važne karakteristike koje je važno uzeti u obzir pri odabiru motora s reduktorom:

Vrsta motora s reduktorom

Razumijevanje vrste motora s reduktorom može uvelike pojednostaviti njegov odabir. Prema vrsti prijenosa razlikuju se: planetarni, konusni i koaksijalni cilindrični motorni reduktori. Svi se razlikuju po položaju osovina.

Izlazna brzina

Brzina vrtnje mehanizma na koji je motor zupčanika pričvršćen određena je brojem okretaja na izlazu. Što je ovaj pokazatelj veći, to će biti veća amplituda rotacije. Na primjer, ako motor s reduktorom pokreće pokretnu traku, tada će njegova brzina ovisiti o indikatoru brzine.

Snaga motora

Snaga elektromotora motornog reduktora određuje se ovisno o potrebnom opterećenju mehanizma pri zadanoj brzini vrtnje.

Značajke rada

Ako planirate koristiti motor s reduktorom u uvjetima stalnog opterećenja, pri odabiru svakako provjerite kod prodavatelja za koliko sati neprekidnog rada je oprema dizajnirana. Također će biti važno saznati dopušteni broj uključivanja. Tako ćete točno znati nakon kojeg vremena ćete morati zamijeniti opremu.

Važno: Razdoblje rada visokokvalitetnih motornih reduktora je aktivan rad u načinu rada 24/7 mora biti najmanje 1 godina (8760 sati).

Radni uvjeti

Prije naručivanja motora s reduktorom morate odlučiti o njegovom položaju i uvjetima rada opreme (u zatvorenom prostoru, pod nadstrešnicom ili na otvorenom). To će vam pomoći da prodavatelju postavite jasniji zadatak, a on će mu zauzvrat pomoći da odabere proizvod koji jasno zadovoljava vaše zahtjeve. Na primjer, kako bi se olakšao rad motora s reduktorom na vrlo niskim ili vrlo visokim temperaturama, koriste se posebna ulja.

Za izračun svih potrebnih karakteristika motora s reduktorom koriste se matematičke formule. Određivanje vrste opreme također uvelike ovisi o tome za što će se koristiti: za podizanje, miješanje ili pokretne mehanizme. Dakle, za opremu za dizanje najčešće se koriste pužni i 2MCH motori. U takvim mjenjačima eliminirana je mogućnost okretanja izlazne osovine kada se na nju primijeni sila, što eliminira potrebu za ugradnjom papučaste kočnice na mehanizam. Za različite mehanizme miješanja, kao i za razne bušilice, koriste se mjenjači tipa 3MP (4MP), jer su sposobni ravnomjerno raspodijeliti radijalno opterećenje. Ako su potrebne visoke vrijednosti zakretnog momenta u pokretnim mehanizmima, najčešće se koriste motorni reduktori tipa 1MC2S, 4MC2S.

Izračun glavnih pokazatelja za odabir motora s reduktorom:

Proračun broja okretaja na izlazu motora s reduktorom.

Izračun se vrši pomoću formule:

R – polumjer bubnja za podizanje, m

V – brzina izrona, m*min

n – brzina na izlazu motora reduktora, o/min

Određivanje kutne brzine vrtnje vratila motora s reduktorom.

Izračun se vrši pomoću formule:

Proračun zakretnog momenta

Izračun se vrši pomoću formule:

Važno: Brzina vrtnje osovine elektromotora i, sukladno tome, ulazne osovine mjenjača ne smije biti veća od 1500 o / min. Pravilo vrijedi za sve vrste mjenjača, osim cilindričnih koaksijalnih mjenjača s brzinama vrtnje do 3000 o/min. Proizvođači navode ovaj tehnički parametar u sažetim karakteristikama elektromotora.

Određivanje potrebne snage motora

Izračun se vrši pomoću formule:

Važno:Ispravno izračunata pogonska snaga pomaže u prevladavanju mehaničkog otpora trenja koji se javlja tijekom linearnih i rotacijskih kretanja. Ako snaga premašuje potrebnu za više od 20%, to će komplicirati kontrolu brzine osovine i njezino podešavanje na potrebnu vrijednost.

Kupnja danas uopće nije teška. Tržište je preplavljeno ponudom raznih proizvodnih pogona i njihovih zastupnika. Većina proizvođača ima svoju internetsku trgovinu ili službenu web stranicu na Internetu.

Prilikom odabira dobavljača pokušajte usporediti ne samo cijenu i karakteristike motora s reduktorima, već provjerite i samu tvrtku. Pisma preporuke ovjerena pečatom i potpisom klijenata, kao i kvalificiranih stručnjaka u tvrtki, pomoći će vam u zaštiti ne samo od dodatnih financijskih troškova, već će zaštititi i rad vaše proizvodnje.

Imate problema s odabirom motora s reduktorom? Za pomoć se obratite našim stručnjacima tako što ćete nas kontaktirati telefonom ili ostaviti pitanje autoru članka.

1. Odabir elektromotora

Kinematički dijagram mjenjača:

1. Motor;

2. Mjenjač;

3. Pogonsko vratilo;

4. Sigurnosna spojka;

5. Spojnica je elastična.

Z 1 - crv

Z 2 - pužni kotač

Određivanje pogonske snage:

Prije svega, odabiremo električni motor, za to određujemo snagu i brzinu vrtnje.

Potrošnja snage (W) pogona (izlazna snaga) određena je formulom:

prijenosni elektromotorni pogon

Gdje je Ft obodna sila na bubnju transportne trake ili lančaniku pokretne trake (N);

V je brzina kretanja lanca ili remena (m/s).

Snaga motora:

Gdje je ztot ukupna učinkovitost pogona.

z ukupno =z m?z h.p z m z pp;

gdje je z ch.p učinkovitost pužnog zupčanika;

z m - učinkovitost spojke;

z p3?Učinkovitost ležajeva 3. osovine

z ukupno =0,98 0,8 0,98 0,99 = 0,76

Određujem snagu elektromotora:

2. Određivanje brzine pogonskog vratila

promjer bubnja, mm.

Prema tablici (24.8) odabiremo električni motor marke "air132m8"

s brzinom rotacije

sa snagom

zakretni moment t max /t=2,

3. Definicija općeg Omjer prijenosa i rastavljanje u korake

Odaberite iz standardne ponude

Prihvacamo

Provjerite: prikladno

4. Određivanje snage, brzine i momenta za svaku osovinu

5. Određivanje dopuštenih naprezanja

Određujem brzinu klizanja:

(Iz paragrafa 2.2 izračuna zupčanika) uzimamo V s >=2...5 m/s II broncu i mjed bez kositra uzeta brzinom

Ukupno vrijeme rada:

Ukupan broj ciklusa napona:

Crv. Čelik 18 HGT, cementiran i kaljen na HRC (56…63). Zavojnice su brušene i polirane. Profil ZK.

Pužni kotač. Dimenzije pužnog para ovise o vrijednosti dopuštenog naprezanja [y] H za materijal pužnog kotača.

Dopušteni naponi za proračun čvrstoće radnih površina:

Materijal 2. grupe. Bronca Br AZ 9-4. Lijevanje u zemlju

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

Jer Budući da su oba materijala pogodna za izradu prstenastog zupčanika, odabiremo jeftiniji, odnosno Br AJ 9-4.

Prihvaćam puž s brojem pokretanja Z 1 = 1 i pužni kotač s brojem zubaca Z 2 = 38.

Određujem početna dopuštena naprezanja za proračun zuba pužnog kotača za čvrstoću radnih površina, granicu izdržljivosti materijala zuba na savijanje i faktor sigurnosti:

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

SF = 1,75; K FE = 0,1;

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

Određujem najveće dopuštene napone:

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

6. Faktori opterećenja

Određujem približnu vrijednost faktora opterećenja:

k I = k v I k u I ;

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

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

7. Određivanje konstrukcijskih parametara pužnog prijenosnika

Preliminarna vrijednost središnje udaljenosti:

Pri konstantnom faktoru opterećenja K I =1,0 K hg =1;

T nije =K ng CT 2;

Kl=0,5 (K0I+1)=0,5 (1,05+1)=1,025;

Bronce bez kositra (materijal II)

Pri K he pri punjenju otopine I jednak je 0,8

prihvaćam A" w = 160 (mm).

Definiram modul osi:

Prihvaćam modul m= 6,3 (mm).

Koeficijent promjera puža:

prihvaćam q = 12,5.

Koeficijent pomaka puža:

Određujem kutove elevacije pužnog svitka.

Kut nagiba zavojnice:

8. Probni proračun pužnog prijenosnika na čvrstoću

Faktor koncentracije opterećenja:

gdje je I koeficijent deformacije puža;

X je koeficijent koji uzima u obzir utjecaj načina rada mjenjača na uhodavanje zuba pužnog kotača i okretaje puža.

za 5. način punjenja.

Faktor opterećenja:

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

Brzina klizanja u mreži:

Dopušteni napon:

Projektirani napon:

200,08 (MPa)< 223,6 (МПа).

Izračunato naprezanje na radnim površinama zuba ne prelazi dopušteno, stoga se prethodno utvrđeni parametri mogu prihvatiti kao konačni.

Učinkovitost:

Pojašnjavam vrijednost snage na pužnoj osovini:

Određujem sile u zahvatu pužnog para.

Obodna sila na kotaču i aksijalna sila na pužu:

Obodna sila na puž i aksijalna sila na kotaču:

Radijalna sila:

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

Napon savijanja u zubima pužnog kotača:

gdje je Y F = 1,45 koeficijent koji uzima u obzir oblik zuba pužnih kotača.

18,85 (MPa)< 71,75 (МПа).

Provjera prijenosa za kratkotrajno vršno opterećenje.

Maksimalni zakretni moment na osovini pužnog kotača:

Najveća kontaktna napetost na radnim površinama zuba:

316,13 (MPa)< 400 (МПа).

Vršno naprezanje na savijanje zuba pužnog zupčanika:

Provjera grijanja mjenjača.

Temperatura grijanja ugrađena na metalni okvir mjenjača tijekom prirodnog hlađenja:

gdje je t o temperatura okoline (20 o C);

kt - koeficijent prolaza topline, kt = 10;

A je površina hlađenja kućišta mjenjača (m2);

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

56,6 (oko C)< 90 (о С) = [t] раб

Budući da temperatura zagrijavanja mjenjača tijekom prirodnog hlađenja ne prelazi dopuštenu vrijednost, nije potrebno umjetno hlađenje mjenjača.

9. Određivanje geometrijskih dimenzija pužnog zupčanika

Promjer koraka:

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

Početni promjer:

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

Promjer vrhova zavoja:

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

Promjer šupljina zavoja:

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

Duljina navojnog dijela puža:

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

Uzimamo b = 120 (mm).

Pužni kotač.

Uspon i početni promjer:

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

Promjer vrha zuba:

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

Promjer korijena zuba:

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

Širina krune

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

Uzimamo 2 =65 (mm).

10. Određivanje promjera osovine

1) Uzima se promjer brzohodne osovine

Prihvaćamo d=28 mm

Veličina skošenja osovine.

Promjer sjedišta ležaja:

Prihvacamo

2) Promjer osovine male brzine:

Prihvaćamo d=45 mm

Za pronađeni promjer osovine odaberite sljedeće vrijednosti:

Približna visina perle

Maksimalni polumjer skošenja ležaja,

Veličina skošenja osovine.

Odredimo promjer dosjedne površine ležaja:

Prihvacamo

Promjer ramena za zaustavljanje ležaja:

Prihvacamo: .

10. Izbor i ispitivanje kotrljajućih ležajeva prema dinamičkoj nosivosti

1. Za vratilo mjenjača velike brzine odabrat ćemo jednoredne kuglične ležajeve s kutnim kontaktom srednje serije 36307.

Za njega imamo:

Promjer unutarnjeg prstena,

Promjer vanjskog prstena,

Širina ležaja

Na ležaj utječu:

Aksijalna sila,

Radijalna sila.

Frekvencija vrtnje:.

Potreban radni resurs:.

Faktor sigurnosti

Temperaturni koeficijent

Koeficijent rotacije

Provjerimo stanje:

2. Za vratilo mjenjača niske brzine, odabrat ćemo kuglične ležajeve s kutnim kontaktom lake serije.

Za njega imamo:

Promjer unutarnjeg prstena,

Promjer vanjskog prstena,

Širina ležaja

Dinamička nosivost,

Statička nosivost,

Ograničite brzinu vrtnje podmazivanjem mašću.

Na ležaj utječu:

Aksijalna sila,

Radijalna sila.

Frekvencija vrtnje:.

Potreban radni resurs:.

Faktor sigurnosti

Temperaturni koeficijent

Koeficijent rotacije

Koeficijent aksijalnog opterećenja:.

Provjerimo stanje:

Određujemo vrijednost koeficijenta radijalnog dinamičkog opterećenja x=0,45 i aksijalnog koeficijenta dinamičkog opterećenja y=1,07.

Određujemo ekvivalentno radijalno dinamičko opterećenje:

Izračunajmo vijek trajanja usvojenog ležaja:

Što zadovoljava zahtjeve.

12. Proračun pogonskog vratila (najopterećenijeg) vratila na zamornu čvrstoću i izdržljivost

Efektivna opterećenja:

Radijalna sila

Okretni moment -

Trenutak na bubnju

Odredimo reakcije oslonaca u vertikalnoj ravnini.

Provjerimo: ,

Stoga su okomite reakcije ispravno pronađene.

Odredimo reakcije oslonaca u horizontalnoj ravnini.

shvaćamo to.

Provjerimo ispravnost pronalaženja horizontalnih reakcija: , - točno.

Trenuci u opasnom dijelu bit će jednaki:

Proračun se vrši u obliku provjere faktora sigurnosti, čija se vrijednost može prihvatiti. U tom slučaju mora biti ispunjen uvjet da, gdje je izračunati faktor sigurnosti, a su faktori sigurnosti za normalna i tangencijalna naprezanja, koje ćemo definirati u nastavku.

Nađimo rezultirajući moment savijanja kao:

Odredimo mehanička svojstva materijala osovine (čelik 45): - privremeni otpor (vlačna čvrstoća); i - granice izdržljivosti glatkih uzoraka pod simetričnim ciklusom savijanja i torzije; - koeficijent osjetljivosti materijala na asimetriju ciklusa naprezanja.

Odredimo omjer sljedećih količina:

gdje su i koeficijenti efektivne koncentracije naprezanja, a je koeficijent utjecaja apsolutnih dimenzija poprečnog presjeka. Nađimo vrijednost koeficijenta utjecaja hrapavosti i koeficijenta utjecaja površinskog otvrdnuća.

Izračunajmo vrijednosti koeficijenata koncentracije naprezanja i za određeni dio osovine:

Odredimo granice izdržljivosti osovine u razmatranom dijelu:

Izračunajmo aksijalni i polarni moment otpora dijela osovine:

gdje je proračunski promjer osovine.

Izračunajmo napon savijanja i smicanja u opasnom presjeku pomoću formula:

Odredimo faktor sigurnosti za normalna naprezanja:

Da bismo pronašli faktor sigurnosti za tangencijalna naprezanja, odredit ćemo sljedeće vrijednosti. Koeficijent utjecaja asimetrije ciklusa naprezanja za dani presjek. Prosječni napon ciklusa. Izračunajmo faktor sigurnosti

Pronađimo izračunatu vrijednost faktora sigurnosti i usporedimo je s dopuštenom: - uvjet je ispunjen.

13. Proračun spojeva s ključevima

Proračun ključastih spojeva sastoji se od provjere uvjeta čvrstoće ključnog materijala na gnječenje.

1. Zategnite osovinu male brzine za kotač.

Primamo ključ 16x10x50

Stanje čvrstoće:

1. Pričvrstite osovinu male brzine za spojku.

Zakretni moment na osovini, - promjer osovine, - širina klina, - visina klina, - dubina utora osovine, - dubina utora glavčine, - dopušteno naprezanje ležaja, - granica tečenja.

Odredite radnu duljinu ključa:

Primamo ključ 12x8x45

Stanje čvrstoće:

14. Izbor spojnica

Za prijenos momenta s osovine elektromotora na osovinu velike brzine i sprječavanje izobličenja osovine odabiremo spojku.

Za pogon transportne trake najprikladnija je elastična spojka s ljuskom u obliku torusa prema GOST 20884-82.

Spojka se odabire ovisno o zakretnom momentu na vratilu mjenjača male brzine.

Toroidalne spojke imaju visoku torzijsku, radijalnu i kutnu popustljivost. Polovice spojke ugrađene su i na cilindrične i na konusne krajeve vratila.

Dopuštene vrijednosti pomaka svake vrste za određenu vrstu spojnice (pod uvjetom da su pomaci drugih vrsta blizu nule): aksijalni mm, radijalni mm, kutni. Opterećenja koja djeluju na osovine mogu se odrediti iz grafikona iz literature.

15. Podmazivanje pužnog prijenosnika i ležajeva

Za podmazivanje mjenjača koristi se sustav kućišta radilice.

Odredimo obodnu brzinu vrhova zuba kotača:

Za stupanj niske brzine, ovdje je frekvencija rotacije pužnog kotača, je promjer kruga vrhova pužnog kotača

Izračunajmo maksimalnu dopuštenu razinu uranjanja zupčanika stupnja mjenjača male brzine u uljnu kupelj: , ovdje je promjer krugova vrhova zuba zupčanika stupnja velike brzine.

Odredimo potreban volumen ulja pomoću formule: , gdje je visina površine za punjenje ulja, a dužina i širina uljne kupke.

Odaberimo marku ulja I-T-S-320 (GOST 20799-88).

I - industrijski,

T - teško opterećene jedinice,

C - ulje s antioksidansima, aditivima protiv korozije i trošenja.

Istim uljem se podmazuju i ležajevi zbog prskanja. Prilikom sastavljanja mjenjača potrebno je prethodno podmazati ležajeve.

Bibliografija

1. P.F. Dunaev, O.P. Lelikov, "Projektiranje jedinica i dijelova strojeva", Moskva, "Viša škola", 1985.

2. D.N. Reshetov, “Mašinski dijelovi”, Moskva, “Strojarstvo”, 1989.

3. R.I. Gzhirov, “Kratki priručnik za dizajnera”, “Strojarstvo”, Lenjingrad, 1983.

4. Atlas konstrukcija “Mašinski dijelovi”, Moskva, “Strojarstvo”, 1980.

5. L.Ya. Perel, A.A. Filatov, priručnik “Kotrljajući ležajevi”, Moskva, “Strojarstvo”, 1992.

6. A.V. Boulanger, N.V. Paločkina, L.D. Časovnikov, smjernice za proračun zupčanika mjenjača i mjenjača u kolegiju "Dijelovi strojeva", 1. dio, Moskva, MSTU. N.E. Bauman, 1980. (enciklopedijska natuknica).

7. V.N. Ivanov, V.S. Barinova, “Izbor i proračuni kotrljajućih ležajeva”, smjernice za dizajn tečaja, Moskva, MSTU im. N.E. Bauman, 1981. (enciklopedijska natuknica).

8. E.A. Vituškina, V.I. Strelov. Proračun vratila mjenjača. MSTU im. N.E. Bauman, 2005. (enciklopedijska natuknica).

9. Atlas “dizajna jedinica i dijelova strojeva”, Moskva, izdavačka kuća MSTU im. N.E. Bauman, 2007. (enciklopedijska natuknica).

Svaka pomična veza koja prenosi silu i mijenja smjer kretanja ima svoj tehnički podaci. Glavni kriterij koji određuje promjenu kutne brzine i smjera kretanja je prijenosni omjer. S njim je neraskidivo povezana promjena snage. Izračunava se za svaki prijenos: remen, lanac, zupčanik pri projektiranju mehanizama i strojeva.

Prije nego što saznate prijenosni omjer, morate izbrojati broj zuba na zupčanicima. Zatim podijelite njihov broj na pogonskom kotaču s istim indikatorom na pogonskom zupčaniku. Broj veći od 1 znači overdrive stupanj prijenosa, povećanje broja okretaja i brzine. Ako je manji od 1, tada mjenjač prebacuje u niži stupanj prijenosa, povećava snagu i silu udarca.

Jasan primjer promjene broja okretaja najlakše je uočiti na jednostavnom biciklu. Muškarac polako pedalira. Kotač se okreće mnogo brže. Promjena broja okretaja nastaje zbog 2 lančanika povezanih u lanac. Kad veliki, koji se okreće s pedalama, napravi jedan krug, mali, koji stoji na stražnjoj glavčini, okrene se nekoliko puta.

Mehanizmi koriste nekoliko vrsta zupčanika koji mijenjaju moment. Imaju svoje karakteristike, pozitivne kvalitete i nedostatke. Najčešći prijenosi:

pojas;
lanac;
nazubljeni

Remenski pogon je najjednostavniji za implementaciju. Koristi se pri izradi domaćih strojeva, u alatnim strojevima za promjenu brzine rotacije radne jedinice, u automobilima.

Remen je zategnut između 2 remenice i prenosi rotaciju s pogonskog na pogonski. Izvedba je loša jer remen klizi po glatkoj površini. Zahvaljujući tome, sklop remena je najsigurniji način prijenosa rotacije. Kada je preopterećen, remen sklizne i pogonska osovina se zaustavlja.

Preneseni broj okretaja ovisi o promjeru remenica i koeficijentu prianjanja. Smjer rotacije se ne mijenja.

Prijelazna izvedba je remenski pogon.

Postoje izbočine na remenu i zubi na zupčanici. Ova vrsta remena nalazi se ispod haube automobila i povezuje lančanike na osovinama radilice i karburatora. Kada je preopterećen, remen pukne, jer je to najjeftiniji dio jedinice.

Lanac se sastoji od lančanika i lanca s valjcima. Prenesena brzina, sila i smjer vrtnje se ne mijenjaju. Lančani pogoni imaju široku primjenu u transportnim mehanizmima i na transporterima.

Kod prijenosa zupčanika, pogonski i gonjeni dijelovi međusobno djeluju izravno putem zahvata zuba. Osnovno pravilo za rad takvog čvora je da moduli moraju biti identični. Inače će se mehanizam zaglaviti. Iz toga slijedi da se promjeri povećavaju izravno proporcionalno broju zubaca. Neke vrijednosti mogu se zamijeniti drugima u izračunima.

Modul je veličina između identičnih točaka dva susjedna zuba.

Na primjer, između osi ili točaka na evolventi duž središnje crte.Veličina modula sastoji se od širine zuba i razmaka između njih. Bolje je izmjeriti modul na mjestu sjecišta osnovne linije i osi zuba. Što je polumjer manji, to je razmak između zuba duž vanjskog promjera više iskrivljen; povećava se prema vrhu od nominalne veličine. Idealne evolventne oblike praktički možete pronaći samo na stalku. Teoretski, na kotaču s maksimalno beskonačnim radijusom.

Dio s manje zubaca naziva se zupčanik. Obično je vodeći, prenosi okretni moment s motora.

Zupčanik ima veći promjer a u paru rob. Povezan je s radnom jedinicom. Na primjer, prenosi rotaciju potrebnom brzinom na kotače automobila ili vreteno alatnog stroja.

Tipično, prijenos smanjuje broj okretaja i povećava snagu. Ako je u paru dio većeg promjera, pogonski zupčanik, na izlazu, zupčanik ima veći broj okretaja i brže se okreće, ali snaga mehanizma opada. Takvi stupnjevi prijenosa nazivaju se niži stupanj prijenosa.

Kada zupčanik i kotač međusobno djeluju, nekoliko veličina se mijenja odjednom:

broj okretaja;
vlast;
smjer vrtnje.

Zupčanici mogu imati različite oblike zubaca na dijelovima. To ovisi o početnom opterećenju i položaju osi spojenih dijelova. Postoje vrste pokretnih zglobova zupčanika:

ravni zubi;
spiralno;
ševron;
stožast;
vijak;
crv

Najčešći i najlakši za izvođenje je čelni zupčanik. Vanjska površina zuba je cilindrična. Raspored osovina zupčanika i kotača je paralelan. Zub se nalazi pod pravim kutom u odnosu na kraj dijela.

Kada nije moguće povećati širinu kotača, ali se mora prenijeti velika sila, zub se reže pod kutom i time povećava kontaktnu površinu. Izračun prijenosnog omjera se ne mijenja. Jedinica postaje kompaktnija i snažnija.

Nedostatak kosog zupčanika je dodatno opterećenje ležajeva. Sila od pritiska vodećeg dijela djeluje okomito na dodirnu ravninu. Osim radijalne javlja se i aksijalna sila.

Chevronska veza omogućuje vam kompenzaciju naprezanja duž osi i daljnje povećanje snage. Kotač i zupčanik imaju 2 reda kosih zuba usmjerenih u različitim smjerovima. Prijenosni broj izračunava se slično kao kod čeličnog zupčanika prema omjeru broja zubi i promjera. Chevron zupčanik je teško implementirati. Instalira se samo na mehanizme s vrlo velikim opterećenjem.

U višestupanjskom mjenjaču svi dijelovi zupčanika koji se nalaze između pogonskog zupčanika na ulazu u mjenjač i gonjenog prstenastog zupčanika na izlaznom vratilu nazivaju se posrednicima. Svaki pojedini par ima svoj zupčanik, zupčanik i kotač.

Svaki mjenjač sa zupčanicima je mjenjač, ali obrnuto ne vrijedi.

Mjenjač je mjenjač s pomičnim vratilom na kojem se nalaze zupčanici različite veličine. Pomičući se po osi, prvo uključuje jedan ili drugi par dijelova u djelo. Promjena se događa zbog naizmjeničnog spajanja različitih zupčanika i kotača. Razlikuju se po promjeru i prenesenom broju okretaja. To omogućuje promjenu ne samo brzine, već i snage.

U stroju se translatorno kretanje klipa pretvara u rotacijsko kretanje koljenastog vratila. Prijenos je složen mehanizam s velikim brojem različitih komponenti koje međusobno djeluju. Namjena mu je prijenos vrtnje s motora na kotače i reguliranje broja okretaja - brzine i snage automobila.

Prijenos uključuje nekoliko mjenjača. Ovo je, prije svega:

mjenjač - brzine;
diferencijal.

Mjenjač se na kinematskom dijagramu nalazi odmah iza koljenastog vratila i mijenja brzinu i smjer vrtnje.

Diferencijal ima dvije izlazne osovine smještene u istoj osi jedna nasuprot drugoj. Gledaju u različitim smjerovima. Prijenosni omjer mjenjača - diferencijala je mali, unutar 2 jedinice. Mijenja položaj osi rotacije i smjer. Zbog rasporeda konusnih zupčanika jedan nasuprot drugome, kada su povezani s jednim zupčanikom, oni se okreću u jednom smjeru u odnosu na položaj osovine vozila i prenose okretni moment izravno na kotače. Diferencijal mijenja brzinu i smjer vrtnje gonjenih vrhova, a iza njih kotača.

Zupčanik i kotač imaju različit broj zubaca s istim modulom i proporcionalnim promjerima. Prijenosni omjer pokazuje koliko će okretaja pogonski dio napraviti da bi pogonjeni dio napravio puni krug. Zupčanici imaju krutu vezu. Preneseni broj okretaja u njima se ne mijenja. To negativno utječe na rad jedinice u uvjetima preopterećenja i prašine. Zub ne može kliziti kao remen na remenici i pukne.

Pri proračunu prijenosnog omjera koristi se broj zubaca na svakom dijelu ili njihovi polumjeri.

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

Gdje je u 12 prijenosni omjer zupčanika i kotača;

Z 2 odnosno Z 1 – broj zubaca pogonskog kotača i pogonskog zupčanika.

Obično se smjer kretanja u smjeru kazaljke na satu smatra pozitivnim. Znak igra veliku ulogu u proračunima višestupanjskih mjenjača. Prijenosni omjer svakog stupnja prijenosa određuje se posebno prema redoslijedu njihovog položaja u kinematičkom lancu. Znak odmah pokazuje smjer vrtnje izlazne osovine i radne jedinice, bez dodatnog dijagramiranja.

Proračun prijenosnog omjera mjenjača s više stupnjeva prijenosa - višestupanjski, definiran je kao umnožak prijenosnih omjera i izračunava se po formuli:

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

Metoda izračuna prijenosnog omjera omogućuje vam da dizajnirate mjenjač s unaprijed određenim izlaznim vrijednostima broja okretaja i teoretski pronađete prijenosni omjer.

Zupčanik je krut. Dijelovi ne mogu kliziti jedan prema drugom, kao u remenskom pogonu, i promijeniti omjer broja rotacija. Stoga se izlazna brzina ne mijenja i ne ovisi o preopterećenju. Izračun kutne brzine i broja okretaja pokazuje se točnim.

Da bi se stvarno izračunao prijenosni omjer, moraju se uzeti u obzir dodatni faktori. Formula vrijedi za kutnu brzinu, a što se tiče momenta sile i snage, oni su u pravom mjenjaču znatno manji. Njihova vrijednost je smanjena otporom prijenosnih momenata:

trenje dodirnih površina;
savijanje i uvijanje dijelova pod utjecajem sile i otpora na deformaciju;
gubici na ključevima i žljebovima;
trenje u ležajevima.

Svaka vrsta spoja, ležaja i sklopa ima svoje vlastite faktore korekcije. Oni su uključeni u formulu. Dizajneri ne rade izračune za savijanje svakog ključa i ležaja. Imenik sadrži sve potrebne koeficijente. Ako je potrebno, mogu se izračunati. Formule se ne razlikuju od jednostavnosti. Koriste elemente više matematike. Izračuni se temelje na sposobnosti i svojstvima krom-nikal čelika, njihovoj duktilnosti, vlačnoj čvrstoći, savijanju, lomu i drugim parametrima, uključujući dimenzije dijela.

Što se tiče ležajeva, tehnički priručnik iz kojeg se biraju sadrži sve podatke za proračun njihovog radnog stanja.

Pri izračunavanju snage, glavni pokazatelj zupčanika je kontaktna površina, naznačena je u postocima i njena veličina je od velike važnosti. Samo nacrtani zupci mogu imati idealan oblik i dodir po cijeloj evolventi. U praksi se proizvode s pogreškom od nekoliko stotinki mm. Kada jedinica radi pod opterećenjem, na evolventi se pojavljuju mrlje na mjestima gdje dijelovi međusobno djeluju. Što više površine na površini zuba zauzimaju, to se sila bolje prenosi tijekom rotacije.

Svi koeficijenti se kombiniraju i rezultat je vrijednost učinkovitosti mjenjača. Učinkovitost se izražava u postocima. Određuje se omjerom snage na ulaznoj i izlaznoj osovini. Što je više zupčanika, priključaka i ležajeva, to je manja učinkovitost.

Vrijednost prijenosnog omjera jednaka je prijenosnom omjeru. Veličina kutne brzine i momenta sile mijenja se proporcionalno promjeru i prema broju zubaca, ali ima suprotno značenje.

Što je veći broj zubaca, manja je kutna brzina i udarna sila - snaga.

Sa shematskim prikazom veličine sile i pomaka, zupčanik i kotač mogu se prikazati kao poluga s osloncem na mjestu dodira zuba i stranica jednakih promjerima spojenih dijelova. Kada se pomaknu za 1 zub, njihove krajnje točke prelaze istu udaljenost. Ali kut rotacije i moment na svakom dijelu su različiti.

Na primjer, zupčanik s 10 zubaca okreće se za 36°. Istovremeno se dio s 30 zuba pomakne za 12°. Kutna brzina dijela s manjim promjerom mnogo je veća, 3 puta. Pritom je put koji točka prijeđe na vanjskom promjeru obrnuto proporcionalan. Na zupčaniku je pomak vanjskog promjera manji. Moment sile raste obrnuto s omjerom pomaka.

Zakretni moment raste s radijusom dijela. Ona je izravno proporcionalna veličini udarnog kraka – duljini zamišljene poluge.

Prijenosni omjer pokazuje koliko se promijenio moment sile kada se prenosi preko zupčanika. Digitalna vrijednost odgovara brzini prijenosa.

Prijenosni omjer izračunava se pomoću formule:

U 12 = ±ω 1 /ω 2 =±n 1 /n 2

gdje je U 12 prijenosni omjer u odnosu na kotač;

Ima najveću učinkovitost i najmanju zaštitu od preopterećenja - element primjene sile se lomi, a vi morate napraviti novi skupi dio sa složenom tehnologijom proizvodnje.

Snaga motora za svladavanje otpora kretanju određena je formulom

gdje je: V brzina kretanja dizalice, m/s.

h - učinkovitost pogona. Približno - 0,9, /3/;

Budući da se pogon mehanizma sastoji od dva odvojena motora s reduktorom, snaga svakog od njih određena je formulom:

Također odabiremo motor s reduktorom na temelju vrijednosti kao što je brzina rotacije izlaznog vratila, koja se određuje preko brzine kotača određene formulom

gdje je promjer kotača, m;

V - brzina kretanja dizalice, m/min;

Prihvaćamo motorni mjenjač tipa MP 3 2 GOST 21356 - 75:

MP 3 2 - 63, /1/, koji ima sljedeće karakteristike:

Nazivna snaga, kW 5,50

Nazivna brzina rotacije izlaznog vratila, min - 1 45

Dopušteni moment na izlaznom vratilu, N*m 1000

Tip elektromotora 4A112M4R3

Brzina vrtnje elektromotora, min - 1 1450

Promjer kraja izlazne osovine, mm 55

Težina motora - mjenjača, kg 147

Očito je da korištenje motora s reduktorom umjesto konvencionalna shema omogućuje smanjenje težine pogona gotovo tri puta, a time i smanjenje troškova rekonstrukcije.

Za spajanje osovina motora-reduktora i kotača koristimo elastičnu čahurno-pinsku spojku MUVP-320. Provjerimo okretni moment kvačila pomoću formule:

Gdje je K koeficijent režima rada, K=2,25, /3/;

Moment na osovini spojke, N*M;

Maksimalni obrtni moment koji prenosi spojka, Nm 4000

Moment inercije spojke, kg m 2; 0,514

Težina, kg 13,3

Kočni moment kojim se odabire kočnica voznog mehanizma mora biti takav da osigurava zaustavljanje dizalice na određenom putu kočenja.

S druge strane, ne smije biti prevelik, inače tijekom kočenja kotači mogu kliziti u odnosu na tračnicu. Stoga se najveći kočni moment određuje iz uvjeta dovoljnog prianjanja kotača na tračnicu.

Najveća dopuštena vrijednost pri kojoj je osigurana navedena rezerva prianjanja kotača i tračnice je 1,2; za mehanizme kretanja mostnih dizalica /3/, određene formulom (10):

Pretpostavimo da je kretanje tijekom kočenja jednoliko sporo, dobivamo minimalno vrijeme kočenja prema formuli (11):

Znajući vrijeme kočenja, određujemo potrebni moment kočenja pomoću formule:

Gdje je ukupna masa dizalice, kg;

Promjer kotača, m;

Brzina motora, min-1;

Omjer prijenosa;

h - učinkovitost pogona;

(?J)I - ukupni moment tromosti;

Gdje je moment inercije rotora, kg*m 2 ;0,040. /10/;

Moment tromosti spojne i kočne remenice: 0,095 kg*m 2, /3/;

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

Odredimo promjer kočne remenice pomoću formule (28):

Širina remenice kočnice, mm 95

Promjer osovine, mm 42

Težina, kg 9,2

Na temelju određenog momenta kočenja prihvaćamo kočnicu TKG-200 koja ima sljedeće karakteristike /11/:

Nazivni moment kočenja, N*M 250

Promjer remenice kočnice, mm 200

Hod potiskivača, mm 32

Odmak jastuka, mm 1,0

Tip potiskivača, TGM-25

Težina, kg 37,6

Oznaka ležaja

Nosivost, kN

Oznaka ležaja

dimenzije, mm

Usporeno kretanje

Provjeravamo prianjanje voznih kotača na tračnicu prema stanju (3.13); ubrzanje lansiranja određeno je formulom (3.14); da bismo to učinili, koristimo formulu (3.15) za određivanje vremena početka; Pomoću formule (3.16) određujemo moment otpora kretanju dizalice bez opterećenja:

Odredimo prosječni početni moment pomoću formule