Ministerul Educației și Științei al Federației Ruse.

Agenția Federală pentru Educație.

Instituție de învățământ de stat de învățământ profesional superior.

Universitatea Tehnică de Stat din Samara.

Departamentul: „Mecanica aplicata”

Proiect de curs de mecanică

Student 2 - HT - 2

Șef: dr., conferențiar

Termeni de referință nr. 65.

Angrenaj conic.

Viteza arborelui motorului:

.

Cuplu pe arborele de ieșire al cutiei de viteze:

.

Viteza arborelui de iesire:

.

Durata de viață a reductorului în ani:

.

Factorul de sarcină al cutiei de viteze în timpul anului:

.

Factorul de sarcină al cutiei de viteze în timpul zilei:

.

1. Introducere ________________________________________________________________4

2. Calcul cinematic și al puterii motorului ________________________________4

2.1 Determinarea vitezei arborilor cutiei de viteze ______________________ 4

2.2. Calculul numărului de dinți ai roților _________________________________________________4

2.3. Determinarea raportului efectiv de transmisie _______________5

2.4. Determinarea randamentului cutiei de viteze ___________________________________________5

2.5. Determinarea cuplurilor de sarcină nominale pe fiecare arbore, schema mecanismului _____________________________________________________________5

2.6. Calculul puterii necesare și alegerea motorului electric, dimensiunile acestuia ___5

3. Alegerea materialelor și calculul tensiunilor admisibile_________________7

3.1. Determinarea durității materialelor, selectarea materialului pentru angrenaj

3.2. Calculul tensiunilor admisibile _________________________________7

3.3. Tensiuni admisibile pentru rezistența la contact ______________ 7

3.4. Tensiuni admisibile pentru rezistența la încovoiere ________________8

4. Proiectare și verificare calculul transmisiei ________________________________8

4.1. Calculul diametrului de pas preliminar al angrenajului ______8

4.2. Calculul modulului de transmisie preliminară și rafinarea acestuia în conformitate cu GOST ___________________________________________________________8

4.3. Calculul parametrilor geometrici de transmisie ___________________________________8

4.4. Calculul verificării transmisiei _________________________________________________ 9

4.5. Eforturi de angrenare ___________________________________________ 9

5. Calculul de proiectare al arborelui și alegerea rulmenților ______________________ 12

6. Dispunerea schitei si calculul elementelor structurale _______________12

6.1. Calcul roții dințate

6.2. Calculul elementelor carenei _________________________________________________13

6.3. Calculul inelelor de reținere a uleiului _________________________________13

6.4. Calcul capac rulment ___________________________________13

6.5. Executarea desenului de layout ________________________________13

7. Selecția și verificarea calculului conexiunilor cu cheie _______________14

8. Calcul de verificare a arborelui pentru rezistența la oboseală ______________ 15

9. Calcul de verificare a lagărelor arborelui de ieșire pentru durabilitate___18

10. Alegerea și calculul cuplajului _________________________________19

11. Ungerea cutiei de viteze _________________________________________19

12. Asamblarea si reglarea componentelor principale ale cutiei de viteze ___________________20

13. Lista literaturii folosite ________________________________22

14. Aplicații________________________________________________23

Introducere.

O cutie de viteze este un mecanism format din angrenaje sau roți melcate, realizate sub forma unei unități separate și care servește la transferul rotației de la arborele motorului la arborele mașinii de lucru.

Scopul cutiei de viteze este de a reduce viteza unghiulară și, în consecință, de a crește cuplul arborelui antrenat în comparație cu cel de antrenare.

Cutia de viteze este formată dintr-o carcasă (fontă sau oțel sudat), în care sunt amplasate elementele de transmisie - roți dințate, arbori, rulmenți etc. În unele cazuri, în carcasa cutiei de viteze sunt amplasate și dispozitive pentru lubrifierea angrenajelor și rulmenților sau dispozitive pentru răcire.

Reductoarele se clasifică după următoarele caracteristici principale: tip de transmisie (dintate, melc sau angrenaj-melc); numărul de etape (în o singură etapă, în două etape etc.); tipul de angrenaje (cilindrice, conice, conic-cilindrice etc.); dispunerea relativă a arborilor cutiei de viteze în spațiu (orizontal, vertical); caracteristici ale schemei cinematice (desfăşurat, coaxial, cu pas bifurcat etc.).

Cutiile de viteze conice sunt folosite pentru a transmite mișcarea între arbori, ale căror axe se intersectează de obicei la un unghi de 90. Roțile cu alte unghiuri decât 90 sunt rare.

Cel mai obișnuit tip de cutie de viteze conică este o cutie de viteze cu un arbore de viteză joasă situat vertical. Este posibilă execuția unui reductor cu arbore de mare viteză amplasat vertical; în acest caz, acționarea este realizată de la un motor cu flanșă

Raportul de transmisie u al angrenajelor conice cu o singură treaptă cu roți dințate drepte, de regulă, nu este mai mare de 3; în cazuri rare, u = 4. Cu dinții oblici sau curbați, u = 5 (excepție, u = 6,3).

Pentru angrenajele cu roți dințate conice, viteza circumferențială admisă (de-a lungul cercului de pas al diametrului mediu) este v ≤ 5 m/s. La viteze mai mari, se recomandă utilizarea unor roți dințate conice cu dinți circulari, care asigură o cuplare mai lină și o capacitate portantă mai mare.

2 Calculul cinematic și al puterii unității.

2.1 Determinarea vitezei arborilor cutiei de viteze:

.

Viteza de rotație a primului arbore (de intrare):

.

Frecvența de rotație a celui de-al doilea arbore (de ieșire):

.

2.2 Calculul numărului de dinți angrenajului.

Numărul estimat de dinți angrenajului

determinată în funcție de valoarea raportului de transmisie al transmisiei:

Sens

rotunjit la un număr întreg după regulile matematicii: .

Numărul estimat de dinți ai roții

, necesar implementarii raportului de transmisie, este determinat de dependenta: .

Sens

rotunjit la un număr întreg: .

2.3 Determinarea raportului de transmisie real:

.

2.4 Determinarea randamentului cutiei de viteze.

Pentru angrenaj conic

.

Momentul cuplului (sarcină) pe arborele de ieșire al cutiei de viteze:

.

Pe arborele de intrare:

.

2.5 Determinarea cuplurilor de sarcină nominale pe fiecare arbore, diagrama mecanismului.

Putere pe arborele de ieșire al cutiei de viteze, kW:

kW , unde: - cuplul arborelui de ieșire, - turația arborelui de ieșire.

Puterea estimată a motorului electric.

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DE STAT IRKUTSK

Departamentul Proiectare și Standardizare în Inginerie Mecanică

Teoria mașinilor și mecanismelor

Instrucțiuni metodice și sarcini pentru secțiune:

„Determinarea raportului de transmisie în angrenaje cu mai multe trepte”

Irkutsk 2007

Teoria mașinilor și mecanismelor. Orientări și sarcini pentru secțiunea: „Determinarea raportului de transmisie în angrenaje cu mai multe trepte”. Shmatkova A.V. - Irkutsk: Editura ISTU. - 2007. -20 p.

Acest ghid este destinat studenților care studiază cursul „Teoria Mașinilor și Mecanismelor”.

Referent:

Semnat pentru tipărire 20.01.07 Format 60х84 1/16

Hârtie de tipar. Imprimare offset, conv. tipărire foaia 1.25. Uch-ed. l. 1.35

Tiraj 200 de exemplare. S-20.

Universitatea Tehnică de Stat din Irkutsk

664074, Irkutsk, st. Lermontov, 83

cuvânt înainte

Acest ghid este destinat studenților care studiază cursul „Teoria Mașinilor și Mecanismelor”.

În acest curs, studenții ar trebui să învețe metodele de bază de calcul și analiză a diferitelor scheme de mecanisme.

Acest ghid oferă sarcini și discută unele probleme de rezolvare a problemelor pentru a determina raportul de transmisie în angrenajele cu mai multe trepte.

EXERCIȚIU

Determinați raportul de transmisie al mecanismului și viteza de rotație a arborelui de ieșire. Numărul de dinți lipsă a roților este determinat din starea de aliniere, presupunând că toate roțile au același modul și unghi de angrenare. Schemele de proiectare sunt prezentate în Figurile 1.1 - 1.32, datele inițiale în Tabelul 1.

TEORIE

Raportul de transmisie dintre roata 1 și roata 2 este raportul dintre viteza unghiulară (sau rpm) a legăturii 1 și viteza unghiulară (sau) a legăturii 2:

.

Prin urmare:

Raportului de transmisie i se atribuie un semn minus pentru angrenarea externă a roților, un semn plus pentru angrenarea internă. Semnul raportului de transmisie indică direcția de rotație a bielei conduse în raport cu biela de conducere.

Raportul de transmisie al unui mecanism format din k pașii este determinat de formula: ,

Unde n este numărul de link-uri externe.

Pentru mecanismele planetare, raportul de transmisie este determinat de formula (tabelul 2): ,

unde este legătura de intrare, este legătura de ieșire (purtător), este legătura fixă.

Dacă legătura de intrare în mecanismul planetar este purtătorul, atunci calculul raportului de transmisie ar trebui să înceapă cu următoarea formulă:.

numărul opțiunii	Schema Fig. Nr.	n 1 (n H1)	Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	Z7	Z8	Z9	Z10	Z11	Z12	Z13	Z14	Z15
	1.1	1000	30	20	25	-	25	50	-	40	15	20	25	45	-	-	-
	1.2	2000	15	30	45	40	20	-	17	34	40	25	22	26	-	-	-
	1.3	1500	-	18	20	47	21	23	31	45	30	30	45	-	-	-	-
	1.4	3000	40	30	10	70	20	15	-	30	35	60	12	21	18	30	25
	1.5	2500	25	35	-	15	-	40	30	20	10	25	20	10	30	-	-
	1.6	1000	30	15	22	18	24	22	40	10	20	-	35	15	-	-	-
	1.7	2000	40	15	-	12	24	18	54	30	18	15	-	30	25	17	15
	1.8	1500	50	27	32	35	10	14	30	25	17	19	10	40	-	25	30
	1.9	3000	17	34	17	30	25	25	30	50	18	17	34	18	-	-	-
	1.10	2500	18	33	22	17	32	60	20	17	-	-	17	30	20	18	36
	1.11	1000	21	17	17	30	19	-	20	20	-	25	19	17	30	42	34
	1.12	2000	18	33	27	70	19	20	-	17	34	-	40	20	40	18	30
	1.13	1500	17	34	36	20	18	-	17	17	34	31	17	19	31	-	-
	1.14	3000	18	36	17	68	34	18	24	-	38	18	40	20	29	-	-
	1.15	2500	17	27	17	17	34	17	51	78	20	-	68	32	19	22	-
	1.16	1000	15	20	17	40	60	22	25	-	-	17	21	40	15	30	-
	1.17	2000	15	12	19	30	31	-	30	15	25	15	20	15	15	-	-
	1.18	4000	15	30	15	-	70	50	14	28	14	25	30	17	33	17	-
	1.19	1500	20	30	27	17	-	34	17	17	-	22	18	24	32	34	-
	1.20	3000	40	20	25	30	32	22	17	-	17	19	24	-	17	-	34
	1.21	1000	60	20	18	24	16	-	17	18	31	19	18	30	-	-	-
	1.22	2500	18	20	40	20	-	80	30	25	30	29	20	22	24	25	30
	1.23	4000	80	18	-	70	40	17	20	40	19	37	20	30	40	-	-
	1.24	2000	20	18	17	29	17	19	30	25	40	20	35	18	18	40	-
	1.25	3000	30	25	30	20	40	17	-	20	17	17	-	19	51	17	-
	1.26	1000	18	19	33	28	17	51	30	25	17	34	17	34	30	18	-
	1.27	2000	20	18	34	17	21	-	22	24	40	18	-	24	22	18	-
	1.28	1000	70	22	20	-	30	25	-	35	25	20	-	30	25	40	-
	1.29	4000	36	18	24	-	17	34	28	22	26	19	17	26	17	19	18
	1.30	2500	80	40	-	60	30	18	-	28	19	32	24	26	40	-	20
	1.31	1000	17	29	31	17	30	27	30	20	20	-	40	30	17	34	-
	1.32	2000	30	28	25	18	33	40	20	18	18	-	30	17	19	18	-

tabelul 1

		Fig.1.12.

	Fig.1.17.
	Fig.1.18.

	Fig.1.19.

PROCEDURĂ

1. Din starea de aliniere, determinați numărul de dinți lipsă a roților.

2. Împărțiți mecanismul în pași separate.

3. Determinați raportul de transmisie al fiecărei trepte.

4. Determinați raportul de transmisie al mecanismului în ansamblu ca produs al rapoartelor de transmisie ale treptelor individuale.

Puterea de antrenare necesară este determinată de formula:

Unde T 2 – momentul pe arborele de ieșire (Nm);

n 2 - frecventa de rotatie a arborelui de iesire (rpm).

Determinarea puterii necesare a motorului electric.

Puterea necesară a motorului este determinată de formulă

Unde η cutie de viteze- randamentul cutiei de viteze;

Conform schemei cinematice a unei anumite unități, eficiența cutiei de viteze este determinată de dependența:

η cutie de viteze = η logodnă η 2 rulmenti η cuplaje ,

Unde η logodnă– randamentul angrenajului; Accept η logodnă = 0,97 ;

η rulmenti– randamentul unei perechi de rulmenti; Accept η rulmenti = 0,99 ;

η cuplaje– randamentul ambreiajului; Accept η cuplaje = 0,98 .

1.3. Determinarea frecvenței de rotație a arborelui motorului.

Determinăm domeniul de viteză în care viteza sincronă a motorului electric poate fi localizată prin formula:

n cu = un 2 ,

Unde u- raportul de transmisie al etapei; selectăm gama de rapoarte de transmisie, care este recomandată pentru o treaptă a unui angrenaj drept în intervalul 2 - 5.

de exemplu: n cu = un 2 = (2 - 5)200 = 400 - 1000 rpm.

1.4. Alegerea motorului.

În funcție de puterea necesară a motorului electric R contra.(dat fiind R el.dv. ≥ R contra.) și viteza arborelui sincron n cu alege un motor electric:

serie…..

putere R= ……kW

viteza sincrona n cu= …..rpm

viteza asincronă n 1 = …..r/min.

Orez. 1. Schița motorului electric.

1.5. Determinarea raportului de transmisie al cutiei de viteze.

În funcție de valoarea calculată a raportului de transmisie, selectăm valoarea standard, ținând cont de eroare, dintr-o serie de rapoarte de transmisie. Accept u Artă. = ….. .

1.6. Determinare, viteze și cupluri pe arborii cutiei de viteze.

Viteza arborelui de intrare n 1 = ….. rpm.

Viteza arborelui de ieșire n 2 = ….. rpm.

Cuplu pe roata arborelui de ieșire:

Cuplu pe angrenajul arborelui de intrare:

2. CALCULUL UNUI VELOZ ÎNCHIS.

2.1. Calcul de proiectare.

1. Alegerea materialului roții.

de exemplu:

Roată dințată

HB = 269…302 HB = 235…262

HB 1 = 285 HB 2 = 250

2. Determinăm contactele de tensiune admisibile pentru dinții și roțile angrenajului :

Unde  H lim - limita de anduranță a suprafeței de contact a dinților, corespunzătoare numărului de bază de cicluri de tensiuni alternante; determinată în funcție de duritatea suprafeței dintelui sau se stabilește o valoare numerică;

de exemplu:  H lim = 2HB+70.

S H- factor de securitate; pentru roți dințate cu structură uniformă a materialului și duritatea suprafeței dintelui HB 350 recomandat S H = 1,1 ;

Z N– coeficient de durabilitate; pentru angrenaje în timpul funcționării pe termen lung cu un mod de sarcină constantă, se recomandă Z N = 1 .

În cele din urmă, cea mai mică dintre cele două valori ale tensiunilor de contact admisibile ale roții și angrenajului este luată ca efort de contact admisibil [  H] 2 și [  H ] 1:[ H ] = [ H ] 2 .

3. Determinați distanța dintre centrele de la starea rezistenței la contact a suprafețelor active ale dinților .

Unde E etc- modulul de elasticitate redus al materialelor roții; pentru roți de oțel pot fi acceptate E etc= 210 5 MPa;

 ba- coeficientul lățimii roții raportat la distanța pe centru; pentru rotile amplasate simetric fata de suporturi se recomanda ψ ba = 0,2 – 0,4 ;

La H  este factorul de concentrare a sarcinii în calculele pentru tensiunile de contact.

Pentru a determina coeficientul La H  este necesar să se determine raportul dintre lățimea relativă a inelului în raport cu diametrul ψ bd : ψ bd = 0,5ψ ba (u1)=….. .

Conform graficului figurii ... .. tinand cont de amplasarea angrenajului fata de suporturi, cu duritatea HB 350, după valoarea coeficientului ψ bd găsim: La H  = ….. .

Calculăm distanța dintre centru:

de exemplu:

Pentru cutii de viteze, distanța dintre centrele este rotunjită în funcție de o serie de distanțe centrale standard sau de o serie Ra 40 .

Atribui A W= 120 mm.

4. Determinați modulul de transmisie.

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

Pentru un număr de module din intervalul obținut, atribuim valoarea standard a modulului: m= 2 mm.

5. Determinați numărul de dinți și roți ale angrenajului.

Numărul total de dinți ai angrenajului și roții este determinat din formula: A W = m(z 1 +z 2 )/2;

de aici z   = 2A W /m= …..; Accept z  = ….. .

Număr de dinți angrenaj: z  1 = z  /(u1) = …..

Pentru a elimina dinții tăiați z 1 ≥ z min ; pentru angajarea pintenilor z min = 17 . Accept z 1 = ….. .

Numărul dinților roții: z 2 = z  - z 1 = .. Recomandat z 2  100 .

6. Precizăm raportul de transmisie.

Determinăm raportul real de transmisie prin formula:

Eroarea în valoarea raportului de transmisie real din valoarea calculată:

Condiția de precizie a proiectării este îndeplinită.

Pentru raportul de transmisie al cutiei de viteze, luăm u fapt = ….. .

7. Determinăm principalele dimensiuni geometrice ale angrenajului și roții.

Pentru roți tăiate fără compensare a sculei:

diametrele cercului de pas

d W = d

unghiul de angajare și unghiul profilului

α W = α = 20º

diametre de pas

d 1 = z 1 m

d 2 = z 2 m

diametrele vârfului dintelui

d a1 = d 1 +2 m

d a2 = d 2 +2 m

diametrele cavitatii

d f 1 = d 1 –2,5 m

d f 2 = d 2 –2,5 m

inaltimea dintelui

h = 2,25 m

lățimea inelului

b w = ψ ba A W

lățimea angrenajului și a inelului roții

b 2 = b w

b 1 = b 2 + (3 - 5) = ..... . Accept b 1 = ….. mm.

verificați valoarea distanței centrale

A w = 0,5  (d 1 + d 2 )

INTRODUCERE

Angrenajul melcat se referă la roți dințate cu arbori care se intersectează.

Principalele avantaje ale angrenajelor melcate: posibilitatea de a obține rapoarte mari de transmisie într-o pereche, cuplare lină, posibilitatea de autofrânare. Dezavantaje: eficienta relativ scazuta, uzura crescuta si tendinta de gripare, necesitatea folosirii unor materiale scumpe anti-frictiune pentru roti.

Angrenajele melcate sunt mai scumpe și mai complicate decât angrenajele, așa că sunt utilizate, de regulă, atunci când este necesar să se transfere mișcarea între arbori care se intersectează și, de asemenea, acolo unde este nevoie de un raport de transmisie mare.

Criteriul de performanță al angrenajelor melcate este rezistența suprafeței dinților, care asigură rezistența acestora la uzură și absența ciobirii și gripării, precum și rezistența la încovoiere. Sub acțiunea supraîncărcărilor de scurtă durată în angrenajul melcat, dinții roții melcate sunt verificați pentru îndoire în funcție de sarcina maximă.

Pentru corpul viermelui, se efectuează un calcul de verificare a rigidității și se efectuează și un calcul termic.

Proiectarea se realizează în două etape: proiectare - din condițiile rezistenței la contact, se determină dimensiunile principale ale transmisiei și se verifică - cu parametri cunoscuți ai transmisiei în condițiile funcționării acesteia, se determină și se compară tensiunile de contact și de încovoiere. cu cele permise de rezistenţa materialului.

Se determină forțele care încarcă rulmenții, iar rulmenții sunt selectați în funcție de capacitatea lor de încărcare.

CALCUL CINEMATIC ȘI FORȚĂ

Alegerea motorului

Pentru a selecta un motor electric, se determină puterea și viteza necesară.

Conform datelor de proiectare inițiale, puterea necesară pentru a efectua procesul tehnologic poate fi găsită din formula:

P out \u003d F t V, (2.1)

unde P out - puterea pe arborele de ieșire al unității, W;

F t - forța de tracțiune, N;

V este viteza de deplasare a corpului de lucru, m/s;

P out \u003d 1,5 kW.

Determinarea randamentului global conduce

Apoi, în conformitate cu lanțul de transmisie cinematică a puterii, eficiența totală. a întregii unități se calculează prin formula:

s total = s 1 s 2 s 3 s 4 (2,2)

h total = 0,80,950,980,99 = 0,74.

Astfel, pe baza eficienței generale. a devenit clar că în timpul funcționării motorului, doar 74% din puterea motorului va merge către tamburul troliului.

Să determinăm puterea necesară a motorului pentru funcționarea normală a troliului:

Acceptăm un motor de 2,2 kW.

Calculul vitezei de rotație a arborelui motorului

Deoarece în această etapă rapoartele de transmisie ale angrenajelor de antrenare sunt încă necunoscute și turația arborelui motorului nu este cunoscută, devine posibil să se calculeze viteza dorită a arborelui motorului.

Pentru aceasta s-au efectuat următoarele calcule.

Determinarea vitezei arborelui de ieșire al motorului

Conform datelor inițiale, viteza unghiulară a arborelui de ieșire este calculată prin formula:

unde u - viteza unghiulara, s -1;

D b - diametrul tamburului, m;

v este viteza de deplasare a corpului de lucru, m/s.

Să găsim frecvența de rotație, cunoscând viteza unghiulară prin formula:

rpm (2,5)

Determinarea raportului de transmisie dorit

Din analiza diagramei cinematice a acționării troliului electric, se poate observa că raportul de transmisie total al acestuia (u total) se formează datorită raportului de transmisie al reductorului angrenajului melcat.

Se acceptă u chp = 50. Relația dintre frecvențele de rotație ale arborelui motor n dv și arborele de ieșire n z este determinată de relația:

n dv = n z u total, (2,6)

atunci viteza dorită a arborelui motorului va fi:

n motor = 38.250 = 1910 rpm.

Conform gamei curente de motoare, cea mai apropiată de viteza dorită este un motor cu o viteză sincronă de 1500 rpm. Având în vedere cele de mai sus, acceptăm în sfârșit motorul mărcii: 90L4 / 1395. Seria AIR, care are următoarele caracteristici:

R dv \u003d 2,2 kW;

n motor = 1500 rpm.

Calcule cinematice

Raportul de transmisie total:

u total \u003d n dv / \u003d 1500 / 38,2 \u003d 39,3.

Să determinăm toate caracteristicile cinematice ale unității proiectate, care vor fi necesare în viitor pentru un studiu detaliat al transmisiei. Determinarea frecvenței și vitezelor de rotație. Este ușor să se calculeze vitezele de rotație ale tuturor arborilor, pornind de la viteza de rotație selectată a arborelui motorului electric, ținând cont de faptul că viteza de rotație a fiecărui arbore ulterior este determinată prin viteza de rotație a celui precedent în funcție de formula (2.7), luând în considerare raportul de transmisie:

unde n (i+1) - viteza i+1 arbore, rpm;

u i -(i+1) - raportul de transmisie între arborii i și i+1.

Momente pe arborii cutiei de viteze:

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

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