Berechnung des Getriebes. Kursarbeit: Berechnung des Getriebes So berechnen Sie die Drehzahl des Getriebes

Kursarbeit

Disziplin Maschinenteile

Thema „Berechnung des Getriebes“

Einführung

1. Kinematisches Diagramm und Ausgangsdaten

2. Kinematische Berechnung und Auswahl des Elektromotors

3. Berechnung der Zahnräder des Getriebes

4. Vorläufige Berechnung der Getriebewellen und Auswahl der Lager

5. Richtmaße von Zahnrad und Rad

6. Baumaße des Getriebegehäuses

7. Erste Stufe der Getriebemontage

8. Prüfung der Lagerhaltbarkeit

9. Zweite Layoutstufe. Überprüfung der Festigkeit von Schlüsselverbindungen

10. Verfeinerte Berechnung von Schächten

11. Getriebe zeichnen

12. Landung von Zahnrad, Zahnrad, Lager

13. Auswahl der Ölsorte

14. Getriebebaugruppe

Einführung

Ein Getriebe ist ein aus Zahnrad- oder Schneckengetrieben bestehender Mechanismus, der in Form einer separaten Einheit hergestellt wird und dazu dient, die Drehung von der Motorwelle auf die Welle der Arbeitsmaschine zu übertragen. Das kinematische Schema des Antriebs kann neben dem Getriebe auch offene Zahnradantriebe, Ketten- oder Riemenantriebe umfassen. Diese Mechanismen sind die häufigsten Themen bei der Kursgestaltung.

Der Zweck des Getriebes besteht darin, die Winkelgeschwindigkeit zu reduzieren und dementsprechend das Drehmoment der angetriebenen Welle im Vergleich zur Antriebswelle zu erhöhen. Mechanismen zur Erhöhung der Winkelgeschwindigkeit, die in Form separater Einheiten ausgeführt sind, werden Beschleuniger oder Multiplikatoren genannt.

Das Getriebe besteht aus einem Gehäuse (Gusseisen oder geschweißter Stahl), in dem Getriebeelemente untergebracht sind – Zahnräder, Wellen, Lager usw. In einigen Fällen sind auch Vorrichtungen zum Schmieren von Zahnrädern und Lagern im Getriebegehäuse untergebracht (z. B. Im Inneren des Getriebegehäuses kann ein Getriebe untergebracht werden Ölpumpe) oder Kühlvorrichtungen (z. B. eine Kühlwasserschlange in einem Schneckengetriebegehäuse).

Das Getriebe ist entweder für den Antrieb einer bestimmten Maschine oder gemäß einer bestimmten Last (Drehmoment an der Abtriebswelle) und Übersetzungsverhältnis ohne Angabe eines bestimmten Zwecks ausgelegt. Der zweite Fall ist typisch für spezialisierte Fabriken, in denen die Massenproduktion von Getrieben organisiert ist.

Kinematische Diagramme und allgemeine Ansichten der gängigsten Getriebetypen sind in Abb. dargestellt. 2.1-2.20 [L.1]. In kinematischen Diagrammen bezeichnet der Buchstabe B die Eingangswelle (Hochgeschwindigkeitswelle) des Getriebes und der Buchstabe T die Ausgangswelle (Niedriggeschwindigkeitswelle).

Getriebe werden nach folgenden Hauptmerkmalen klassifiziert: Getriebetyp (Zahnrad, Schnecke oder Zahnradschnecke); Anzahl der Stufen (einstufig, zweistufig usw.); Typ - Zahnräder (zylindrisch, kegelförmig, kegelzylindrisch usw.); relative Lage der Getriebewellen im Raum (horizontal, vertikal); Merkmale des kinematischen Schemas (entfaltet, koaxial, mit gegabelter Bühne usw.).

Die Möglichkeit, große Übersetzungsverhältnisse bei kleinen Abmessungen zu erreichen, bieten Planeten- und Wellgetriebe.

1. Kinematisches Diagramm des Getriebes

Ausgangsdaten:

Antriebswellenleistung des Förderers

;

Winkelgeschwindigkeit der Getriebewelle

;

Übersetzungsverhältnis

;

Abweichung von Übersetzungsverhältnis

;

Betriebszeit des Getriebes

.

1 – Elektromotor;

2 – Riemenantrieb;

3 – elastische Hülsen-Bolzen-Kupplung;

4 – Getriebe;

5 – Förderband;

I – Welle des Elektromotors;

II – Antriebswelle des Getriebes;

III – Abtriebswelle des Getriebes.

2. Kinematische Berechnung und Auswahl des Elektromotors

2.1 Laut Tabelle 1,1 Koeffizient nützliche Aktion Stirnradpaare η 1 = 0,98; Koeffizient unter Berücksichtigung der Verluste eines Wälzlagerpaares, η 2 = 0,99; Keilriemen-Übertragungswirkungsgrad η 3 = 0,95; Wirkungsgrad des Flachriemenantriebs in den Antriebstrommellagern, η 4 = 0,99

2.2 Gesamtwirkungsgrad des Antriebs

η = η 1 η2 η 3 η 4 = 0,98∙0,99 2 ∙0,95∙0,99= 0,90

2.3 Erforderliche Motorleistung

= =1,88 kW.

wobei P III die Leistung der Abtriebswelle ist,

h ist der Gesamtwirkungsgrad des Antriebs.

2.4 Gemäß GOST 19523-81 (siehe Anhang Tabelle P1 [L.1]) wählen wir für die erforderliche Leistung P dv = 1,88 kW einen dreiphasigen asynchronen Käfigläufer-Elektromotor der Serie 4A, geschlossen, belüftet, mit eine synchrone Drehzahl von 750 U/min 4A112MA8 mit Parametern P dv = 2,2 kW und Schlupf 6,0 %.

Nenngeschwindigkeit

n Tür= n c (1-s)

wobei n c die synchrone Drehzahl ist,

S-Slip

2.5 Winkelgeschwindigkeit

= = 73,79 rad/s.

2,6 Geschwindigkeit

= = 114,64 U/min

2,7 Übersetzungsverhältnis

= = 6,1

wobei w I die Winkelgeschwindigkeit des Motors ist,

w III - Winkelgeschwindigkeit des Abtriebs

2.8 Wir planen für das Getriebe u = 1,6; dann für Keilriemengetriebe

= =3,81 – was im empfohlenen Bereich liegt

2.9 Auf jeder Welle erzeugtes Drehmoment.

kN×m

Drehmoment an der 1. Welle M I = 0,025 kN×m.

P II =P I ×h p =1,88×0,95=1,786 N×m.

rad/s kN×m.

Drehmoment an der 2. Welle M II = 0,092 kN×m.

kN×m

Drehmoment an der 3. Welle M III = 0,14 kN×m.

2.10 Lassen Sie uns Folgendes überprüfen:

Bestimmen wir die Drehzahl an der 2. Welle:

Drehzahlen und Winkelgeschwindigkeiten von Wellen

3. Berechnung der Zahnräder des Getriebes

Wir wählen Materialien für Zahnräder wie in § 12.1 [L.1] aus.

Für das Zahnrad Stahl 45, Wärmebehandlung – Verbesserung, Härte HB 260; für das Rad, Stahl 45, Wärmebehandlung – Verbesserung, Härte HB 230.

Die zulässige Kontaktspannung für Stirnräder aus den angegebenen Werkstoffen wird nach Formel 3.9, S. 33 ermittelt:

wobei s H-Gliedmaße – Kontaktfestigkeitsgrenze für ein Rad

= MPa.

Die zulässige Berührungsspannung wird akzeptiert

= 442 MPa.

Ich akzeptiere den Kronenbreitenkoeffizienten ψ bRe = 0,285 (gemäß GOST 12289-76).

Wir verwenden den Beiwert Knβ, der laut Tabelle die ungleichmäßige Lastverteilung über die Felgenbreite berücksichtigt. 3.1 [L.1]. Trotz der symmetrischen Anordnung der Räder relativ zu den Stützen akzeptieren wir den Wert dieses Koeffizienten wie bei einer asymmetrischen Anordnung der Räder, da vom Keilriemenantrieb eine Druckkraft auf die Antriebswelle ausgeht, die verursacht seine Verformung und Verschlechterung des Kontakts der Zähne: Knβ = 1,25.

In dieser Formel für Stirnräder ist K d = 99;

Übersetzungsverhältnis U=1,16;

M III - Drehmoment an der 3. Welle.

1. Auswahl eines Elektromotors

Kinematisches Diagramm des Getriebes:

1. Motor;

2. Getriebe;

3. Antriebswelle;

4. Sicherheitskupplung;

5. Die Kupplung ist elastisch.

Z 1 - Wurm

Z 2 - Schneckenrad

Ermittlung der Antriebsleistung:

Zunächst wählen wir einen Elektromotor aus, dazu bestimmen wir die Leistung und Drehzahl.

Die Leistungsaufnahme (W) des Antriebs (Ausgangsleistung) wird durch die Formel ermittelt:

Getriebe elektromotorischer Antrieb

Dabei ist Ft die Umfangskraft auf die Bandfördertrommel oder das Kettenrad des Plattenbandförderers (N);

V ist die Bewegungsgeschwindigkeit der Kette oder des Riemens (m/s).

Motorleistung:

Dabei ist ztot der Gesamtwirkungsgrad des Antriebs.

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

wobei z ch.p der Wirkungsgrad des Schneckengetriebes ist;

z m – Kopplungseffizienz;

z p3? Wirkungsgrad der Lager der 3. Welle

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

Ich bestimme die Leistung des Elektromotors:

2. Bestimmung der Antriebswellendrehzahl

Trommeldurchmesser, mm.

Gemäß Tabelle (24.8) wählen wir einen Elektromotor der Marke „air132m8“

mit Rotationsgeschwindigkeit

mit Macht

Drehmoment t max /t=2,

3. Ermittlung der Gesamtübersetzung und deren Aufteilung in Stufen

Wählen Sie aus dem Standardsortiment

Wir akzeptieren

Prüfen: geeignet

4. Bestimmung von Leistung, Drehzahl und Drehmoment für jede Welle

5. Ermittlung der zulässigen Spannungen

Ich bestimme die Gleitgeschwindigkeit:

(Aus Abschnitt 2.2 Berechnung der Zahnräder) Wir nehmen V s >=2...5 m/s II zinnfreie Bronze und Messing bei Geschwindigkeit

Gesamtbetriebszeit:

Gesamtzahl der Spannungszyklen:

Wurm. Stahl 18 HGT, einsatzgehärtet und gehärtet auf НRC (56…63). Die Spulen sind geschliffen und poliert. Profil ZK.

Schneckenrad. Die Abmessungen des Schneckenpaares richten sich nach dem Wert der zulässigen Spannung [y] H für den Schneckenradwerkstoff.

Zulässige Spannungen zur Berechnung der Festigkeit von Arbeitsflächen:

Material der Gruppe 2. Bronze Br АЗ 9-4. In den Boden gießen

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

Weil Da beide Materialien für die Herstellung eines Zahnkranzes geeignet sind, wählen wir das günstigere, nämlich Br AJ 9-4.

Ich akzeptiere eine Schnecke mit der Gangzahl Z 1 = 1 und ein Schneckenrad mit der Zähnezahl Z 2 = 38.

Ich ermittle die zulässigen Anfangsspannungen zur Berechnung der Schneckenradzähne für die Festigkeit der Arbeitsflächen, die Biegefestigkeitsgrenze des Zahnmaterials und den Sicherheitsfaktor:

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

SF = 1,75; KFE =0,1;

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

Ich ermittle die maximal zulässigen Spannungen:

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

6. Belastungsfaktoren

Ich bestimme den ungefähren Wert des Belastungsfaktors:

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. Bestimmung der Konstruktionsparameter des Schneckengetriebes

Vorläufiger Wert des Achsabstandes:

Bei konstantem Lastfaktor K I =1,0 K hg =1;

T nicht =K ng CT 2;

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

Zinnfreie Bronzen (Werkstoff II)

Wenn K er beim Laden der Lösung I gleich 0,8 ist

Ich akzeptiere A" w = 160 (mm).

Ich definiere das Achsenmodul:

Ich akzeptiere das Modul M= 6,3 (mm).

Koeffizient des Schneckendurchmessers:

Ich akzeptiere Q = 12,5.

Schneckenverschiebungskoeffizient:

Ich bestimme die Elevationswinkel der Schneckenspule.

Steigungswinkel der Spirale:

8. Testberechnung des Schneckengetriebes auf Festigkeit

Lastkonzentrationsfaktor:

wobei I der Schneckenverformungskoeffizient ist;

X ist ein Koeffizient, der den Einfluss der Getriebebetriebsart auf das Einlaufen der Schneckenradzähne und Schneckenwindungen berücksichtigt.

für den 5. Lademodus.

Belastungsfaktor:

k = k v k in = 1 · 1,007 = 1,007.

Gleitgeschwindigkeit im Netz:

Zulässige Spannung:

Bemessungsspannung:

200,08 (MPa)< 223,6 (МПа).

Die berechnete Belastung der Arbeitsflächen der Zähne überschreitet nicht den zulässigen Wert, daher können die zuvor festgelegten Parameter als endgültig akzeptiert werden.

Effizienz:

Ich kläre den Leistungswert an der Schneckenwelle:

Ich bestimme die Kräfte im Eingriff des Schneckenpaares.

Umfangskraft am Rad und Axialkraft an der Schnecke:

Umfangskraft auf die Schnecke und Axialkraft auf das Rad:

Radialkraft:

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

Biegespannung in Schneckenradzähnen:

wobei Y F = 1,45 ein Koeffizient ist, der die Form der Zähne der Schneckenräder berücksichtigt.

18,85 (MPa)< 71,75 (МПа).

Getriebe auf kurzfristige Spitzenlast prüfen.

Spitzendrehmoment an der Schneckenradwelle:

Spitzenkontaktbelastung an den Arbeitsflächen der Zähne:

316,13 (MPa)< 400 (МПа).

Maximale Biegebeanspruchung der Schneckenradzähne:

Getriebe auf Erwärmung prüfen.

Auf dem Metallrahmen des Getriebes installierte Heiztemperatur bei natürlicher Kühlung:

wobei t o die Umgebungstemperatur (20 o C) ist;

kt - Wärmeübergangskoeffizient, kt = 10;

A ist die Kühlfläche des Getriebegehäuses (m2);

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

56,6 (ca. C)< 90 (о С) = [t] раб

Da die Erwärmungstemperatur des Getriebes bei natürlicher Kühlung den zulässigen Wert nicht überschreitet, ist eine künstliche Kühlung des Getriebes nicht erforderlich.

9. Bestimmung der geometrischen Abmessungen des Schneckengetriebes

Schlagdurchmesser:

d 1 = m q = 6,3 · 12,5 = 78,75 (mm).

Anfangsdurchmesser:

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

Durchmesser der Spitzen der Windungen:

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

Durchmesser der Windungshohlräume:

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

Länge des Gewindeteils der Schnecke:

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

Wir nehmen b = 120 (mm).

Schneckenrad.

Steigung und Anfangsdurchmesser:

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

Zahnspitzendurchmesser:

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

Zahnwurzeldurchmesser:

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

Kronenbreite

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

Wir nehmen 2 =65 (mm).

10. Bestimmung der Wellendurchmesser

1) Es wird der Durchmesser der schnelllaufenden Welle genommen

Wir akzeptieren d=28 mm

Größe der Wellenfase.

Lagersitzdurchmesser:

Wir akzeptieren

Wir akzeptieren

2) Durchmesser der langsamlaufenden Welle:

Wir akzeptieren d=45 mm

Wählen Sie für den gefundenen Wellendurchmesser folgende Werte aus:

Ungefähre Perlenhöhe

Maximaler Lagerfasenradius,

Größe der Wellenfase.

Bestimmen wir den Durchmesser der Lagersitzfläche:

Wir akzeptieren

Durchmesser Schulter für Lageranschlag:

Wir akzeptieren: .

10. Auswahl und Prüfung von Wälzlagern nach dynamischer Belastbarkeit

1. Für die Hwählen wir einreihige Schrägkugellager der mittleren Serie 36307.

Für ihn haben wir:

Innenringdurchmesser,

Außenringdurchmesser,

Lagerbreite

Das Lager wird beeinträchtigt durch:

Axialkraft,

Radialkraft.

Drehzahl:.

Erforderliche Arbeitsressource:.

Sicherheitsfaktor

Temperaturkoeffizient

Rotationskoeffizient

Überprüfen wir den Zustand:

2. Für die langsamlaufende Getriebewelle wählen wir einreihige Schrägkugellager der leichten Serie.

Für ihn haben wir:

Innenringdurchmesser,

Außenringdurchmesser,

Lagerbreite

Dynamische Belastbarkeit,

Statische Belastbarkeit,

Drehzahl durch Fettschmierung begrenzen.

Das Lager wird beeinträchtigt durch:

Axialkraft,

Radialkraft.

Drehzahl:.

Erforderliche Arbeitsressource:.

Sicherheitsfaktor

Temperaturkoeffizient

Rotationskoeffizient

Axiallastkoeffizient:.

Überprüfen wir den Zustand:

Wir ermitteln den Wert des radialen dynamischen Belastungskoeffizienten x=0,45 und des axialen dynamischen Belastungskoeffizienten y=1,07.

Wir ermitteln die äquivalente radiale dynamische Belastung:

Berechnen wir die Lebensdauer des verwendeten Lagers:

Was den Anforderungen genügt.

12. Berechnung der Antriebswelle (der am stärksten belasteten) Welle auf Dauerfestigkeit und Ausdauer

Effektive Belastungen:

Radialkraft

Drehmoment -

Moment an der Trommel

Bestimmen wir die Reaktionen der Stützen in der vertikalen Ebene.

Schauen wir uns an: ,

Daher wurden die vertikalen Reaktionen korrekt ermittelt.

Bestimmen wir die Reaktionen der Stützen in der horizontalen Ebene.

Das verstehen wir.

Überprüfen wir die Richtigkeit der horizontalen Reaktionen: , - richtig.

Die Momente im gefährlichen Abschnitt sind gleich:

Die Berechnung erfolgt in Form einer Überprüfung des Sicherheitsfaktors, dessen Wert akzeptiert werden kann. In diesem Fall muss die Bedingung erfüllt sein, dass wo der berechnete Sicherheitsfaktor und die Sicherheitsfaktoren für Normal- und Tangentialspannungen sind, die wir im Folgenden definieren.

Finden wir das resultierende Biegemoment als:

Lassen Sie uns die mechanischen Eigenschaften des Schaftmaterials (Stahl 45) bestimmen: - temporärer Widerstand (Zugfestigkeit); und - Dauerfestigkeitsgrenzen glatter Proben bei einem symmetrischen Biege- und Torsionszyklus; - Empfindlichkeitskoeffizient des Materials gegenüber der Asymmetrie des Spannungszyklus.

Bestimmen wir das Verhältnis der folgenden Größen:

wobei und die effektiven Spansind und der Einflusskoeffizient der absoluten Abmessungen des Querschnitts ist. Lassen Sie uns den Wert des Einflusskoeffizienten der Rauheit und des Einflusskoeffizienten der Oberflächenhärtung ermitteln.

Berechnen wir die Werte der Spanund für einen bestimmten Wellenabschnitt:

Bestimmen wir die Dauerfestigkeit der Welle im betrachteten Abschnitt:

Berechnen wir die axialen und polaren Widerstandsmomente des Wellenabschnitts:

Wo ist der Konstruktionsdurchmesser der Welle?

Berechnen wir die Biege- und Schubspannung im gefährlichen Abschnitt anhand der Formeln:

Bestimmen wir den Sicherheitsfaktor für Normalspannungen:

Um den Sicherheitsfaktor für Tangentialspannungen zu ermitteln, ermitteln wir die folgenden Werte. Der Einflusskoeffizient der Spannungszyklusasymmetrie für einen bestimmten Abschnitt. Durchschnittliche Zyklusspannung. Berechnen wir den Sicherheitsfaktor

Finden wir den berechneten Wert des Sicherheitsfaktors und vergleichen ihn mit dem zulässigen: - Die Bedingung ist erfüllt.

13. Berechnung von Passfederverbindungen

Bei der Berechnung von Passfederverbindungen werden die Bedingungen für die Bruchfestigkeit des Passfedermaterials überprüft.

1. Passen Sie die Langsamlaufwelle für das Rad an.

Wir akzeptieren einen Schlüssel 16x10x50

Kraftzustand:

1. Passen Sie die Langsamläuferwelle für die Kupplung an.

Drehmoment an der Welle, - Wellendurchmesser, - Passfederweite, - Passfederhöhe, - Wellennuttiefe, - Nabennuttiefe, - zulässige Lagerspannung, - Streckgrenze.

Bestimmen Sie die Arbeitslänge des Schlüssels:

Wir akzeptieren einen Schlüssel 12x8x45

Kraftzustand:

14. Auswahl der Kupplungen

Um das Drehmoment von der Welle des Elektromotors auf die Hochgeschwindigkeitswelle zu übertragen und eine Verformung der Welle zu verhindern, wählen wir eine Kupplung.

Für den Antrieb eines Förderbandes eignet sich am besten eine elastische Kupplung mit torusförmiger Schale nach GOST 20884-82.

Die Auswahl der Kupplung erfolgt in Abhängigkeit vom Drehmoment an der Langsamgetriebewelle.

Toroidalkupplungen weisen eine hohe Torsions-, Radial- und Winkelnachgiebigkeit auf. Kupplungshälften werden sowohl auf zylindrischen als auch auf konischen Wellenenden montiert.

Zulässige Verschiebungswerte jedes Typs für einen bestimmten Kupplungstyp (vorausgesetzt, dass die Verschiebungen anderer Typen nahe Null liegen): axial mm, radial mm, eckig. Die auf die Wellen einwirkenden Belastungen können anhand von Diagrammen aus der Literatur ermittelt werden.

15. Schmierung von Schneckengetriebe und Lagern

Zur Schmierung des Getriebes kommt ein Kurbelgehäusesystem zum Einsatz.

Bestimmen wir die Umfangsgeschwindigkeit der Spitzen der Radzähne:

Für eine Stufe mit niedriger Drehzahl ist hier die Rotationsfrequenz des Schneckenrads der Durchmesser des Kreises der Scheitelpunkte des Schneckenrads

Berechnen wir den maximal zulässigen Eintauchgrad des Zahnrads der langsamen Getriebestufe in das Ölbad: , hier ist der Durchmesser der Kreise der Scheitelpunkte der Zähne des schnelllaufenden Zahnrads.

Bestimmen wir die erforderliche Ölmenge mit der Formel: , wobei die Höhe des Öleinfüllbereichs und die Länge bzw. Breite des Ölbads angegeben sind.

Wählen wir die Ölmarke I-T-S-320 (GOST 20799-88).

Und - industriell,

T – schwerbeladene Einheiten,

C – Öl mit Antioxidantien, Korrosionsschutz- und Verschleißschutzzusätzen.

Durch Spritzer werden die Lager mit dem gleichen Öl geschmiert. Beim Zusammenbau des Getriebes müssen die Lager vorgeölt werden.

Liste der verwendeten Literatur

1. P.F. Dunaev, O.P. Lelikov, „Design von Einheiten und Maschinenteilen“, Moskau, „Higher School“, 1985.

2. D.N. Reshetov, „Maschinenteile“, Moskau, „Maschinenbau“, 1989.

3. R.I. Gzhirov, „Schnelles Nachschlagewerk für den Designer“, „Maschinenbau“, Leningrad, 1983.

4. Strukturatlas „Maschinenteile“, Moskau, „Maschinenbau“, 1980.

5. L.Ya. Perel, A.A. Filatov, Nachschlagewerk „Rolling Bearings“, Moskau, „Mechanical Engineering“, 1992.

6. A.V. Boulanger, N.V. Palochkina, L.D. Chasovnikov, Richtlinien durch Berechnung Getriebe Getriebe und Getriebe im Kurs „Maschinenteile“, Teil 1, Moskau, MSTU. N.E. Baumann, 1980.

7. V. N. Ivanov, V.S. Barinova, „Auswahl und Berechnungen von Wälzlagern“, Richtlinien für die Kursgestaltung, Moskau, MSTU. N.E. Baumann, 1981.

8. E.A. Vitushkina, V.I. Strelow. Berechnung von Getriebewellen. MSTU im. N.E. Baumann, 2005.

9. Atlas „Entwürfe von Einheiten und Maschinenteilen“, Moskau, Verlag der MSTU im. N.E. Baumann, 2007.

Entwurfsaufgabe 3

1. Auswahl eines Elektromotors, Kinematik und Leistungsberechnung des Antriebs 4

2. Berechnung der Zahnräder des Getriebes 6

3. Vorläufige Berechnung der Getriebewellen 10

4. GETRIEBELAYOUT 13

4.1.

Baumaße von Zahnrädern und Rädern 13

4.2.

Baumaße des Getriebegehäuses 13

4.3. Getriebeanordnung 14

5. AUSWAHL UND PRÜFUNG DER LAGERHALTBARKEIT, STÜTZREAKTIONEN 16

5.1.

Antriebswelle 16

5.2. Abtriebswelle 18

6. Ermüdungsfestigkeitsreserve. Verfeinerte Berechnung von Schächten 22

6.1.Antriebswelle 22

6.2. Angetriebene Welle: 24

7. Berechnung der Schlüssel 28

8. AUSWAHL DES SCHMIERMITTELS 28

9. MONTAGE DES GETRIEBE 29

LITERATUR 30

Designauftrag

Entwerfen Sie ein einstufiges horizontales Stirnradgetriebe zum Antrieb eines Förderbandes.

Kinematisches Diagramm:

1. Elektromotor.

2. Elektromotorkupplung.

3. Ausrüstung.

4. Rad.

5. Trommelkupplung.

6. Förderbandtrommel. η Technische Anforderungen: Leistung der Fördertrommel P b = 8,2 kW, Trommeldrehzahl n b = 200 U/min. = 1. Auswahl des Elektromotors, Kinematik und Leistungsberechnung des Antriebs η Wirkungsgrad eines Stirnradpaares = H η 0,96; Koeffizient unter Berücksichtigung der Verluste eines Wälzlagerpaares, = 0,96.

PC

η 0,99; Kupplungseffizienz =η 0,96; Koeffizient unter Berücksichtigung der Verluste eines Wälzlagerpaares, 2 ·η Wirkungsgrad eines Stirnradpaares 3 ·η Technische Anforderungen: Leistung der Fördertrommel P b = 8,2 kW, Trommeldrehzahl n b = 200 U/min. = M

Gesamteffizienz des Antriebs allgemein 0,97 2 0,99 3 0,96=0,876 Leistung an der Trommelwelle P b = 8,2 kW,

N B =
=
= =200 U/min. Erforderliche Motorleistung:

R B = allgemein 0,97 2 0,99 3 0,96=0,876 dv
9,36 kW

N N B=9,36 kW, Drehstrom-Käfigläufer-Elektromotor Serie 4A, geschlossen, angeblasen, mit einer Synchrondrehzahl von 750 U/min 4A160M6U3, mit Parametern N B=11,0 kW und Schlupf 2,5 % (GOST 19523-81). Nenndrehzahl des Motors:

allgemein B= U/min

Übersetzungsverhältnis ich= u= allgemein nom / allgemein 0,97 2 0,99 3 0,96=0,876 = 731/200=3,65

Wir ermitteln die Drehzahlen und Winkelgeschwindigkeiten an allen Antriebswellen:

allgemein B = allgemein nom = 731 U/min

allgemein 1 = allgemein B = 731 U/min

U/min

allgemein 0,97 2 0,99 3 0,96=0,876 = allgemein 2 = 200,30 U/min

wo ist die Drehzahl des Elektromotors;

- Nenndrehzahl des Elektromotors;

- Drehzahl der Hochgeschwindigkeitswelle;

- Drehzahl der langsam laufenden Welle;

ich= u - Übersetzungsverhältnis;

- Winkelgeschwindigkeit des Elektromotors;

- Winkelgeschwindigkeit der schnelllaufenden Welle;

- Winkelgeschwindigkeit der langsam laufenden Welle;

- Winkelgeschwindigkeit der Antriebstrommel.

Wir ermitteln die Leistung und das Drehmoment an allen Antriebswellen:

N B =P erforderlich = 9,36 kW

N 1 =P B ·η 0,96; Koeffizient unter Berücksichtigung der Verluste eines Wälzlagerpaares, = 9,36·0,97=9,07 kW

N 2 =P 1 ·η Wirkungsgrad eines Stirnradpaares 2 ·η Technische Anforderungen: Leistung der Fördertrommel P b = 8,2 kW, Trommeldrehzahl n b = 200 U/min. = 9,07·0,99 2·0,96=8,53 kW

N 0,97 2 0,99 3 0,96=0,876 =P 2 · η 0,96; Koeffizient unter Berücksichtigung der Verluste eines Wälzlagerpaares, ·η Wirkungsgrad eines Stirnradpaares = 8,53·0,99·0,97=8,19 kW

Wo
- Leistung des Elektromotors;

- Leistung auf der Getriebewelle;

- Kraft auf die Radwelle;

- Leistung an der Trommelwelle.

Wir ermitteln das Drehmoment des Elektromotors und die Drehmomente an allen Antriebswellen:

Wo - Drehmoment des Elektromotors;

- Drehmoment der schnelllaufenden Welle;

- Drehmoment der langsam laufenden Welle;

- Drehmoment der Antriebstrommel.

2. Berechnung der Zahnräder des Getriebes

Für Zahnräder und Räder wählen wir Materialien mit durchschnittlichen mechanischen Eigenschaften:

Für das Zahnrad Stahl 45, Wärmebehandlung – Verbesserung, Härte HB 230;

Für das Rad – Stahl 45, Wärmebehandlung – Verbesserung, Härte HB 200.

Wir berechnen die zulässigen Kontaktspannungen nach der Formel:

,

Wo σ H lim B– Grenze der Kontaktfestigkeit bei der Basiszahl der Zyklen;

ZU H.L.– Haltbarkeitskoeffizient;

– Sicherheitsfaktor.

Für Kohlenstoffstähle mit einer Zahnoberflächenhärte von weniger als HB 350 und Wärmebehandlung (Verbesserung)

σ H lim B = 2НВ+70;

ZU H.L. wir akzeptieren gleich 1, weil ausgelegte Lebensdauer mehr als 5 Jahre; Sicherheitsfaktor =1,1.

Bei Schrägverzahnungen wird die berechnete zulässige Kontaktspannung nach folgender Formel ermittelt:

für Ausrüstung
= MPa

für Rad =
MPa.

Anschließend wird die zulässige Kontaktspannung berechnet

Zustand
Erledigt.

Basierend auf den Bedingungen der Kontaktfestigkeit der aktiven Oberflächen der Zähne ermitteln wir den Achsabstand nach der Formel:

,

Wo
- Härte der Zahnoberflächen. Bei symmetrischer Anordnung der Räder relativ zu den Stützen und einer Materialhärte von ≤350HB akzeptieren wir einen Wert im Bereich (1 – 1,15). Nehmen wir =1,15;

ψ ba =0,25 ÷ 0,63 – Koeffizient der Kronenbreite. Wir akzeptieren ψ ba = 0,4;

K a = 43 – für Schräg- und Chevron-Zahnräder;

u - Übersetzungsverhältnis. Und = 3,65;

.

Wir übernehmen den Achsabstand
, d.h. Auf die nächste ganze Zahl runden.

Wir akzeptieren das normale Engagement-Modul gemäß der folgenden Empfehlung:

M allgemein =
=
mm;

akzeptiert gemäß GOST 9563-60 M allgemein=2mm.

Nehmen wir zunächst den Neigungswinkel der Zähne β = 10° und berechnen die Zähnezahl von Zahnrad und Rad:

Z1=

Wir akzeptieren z 1 = 34, also die Anzahl der Radzähne z 2 = z 1 · u= 34·3,65=124,1. Wir akzeptieren z 2 = 124.

Wir klären den Wert des Neigungswinkels der Zähne:

Hauptabmessungen von Zahnrad und Rad:

Teilkreisdurchmesser:

Prüfung:
mm;

Zahnspitzendurchmesser:

D A 1 = D 1 +2 M allgemein=68,86+2·2=72,86 mm;

D A 2 = D 2 +2 M allgemein=251,14+2·2=255,14 mm;

Zahnfußdurchmesser: D F 1 = D 1 - 2 M allgemein=68,86-2·2=64,86 mm;

D F 2 = D 2 - 2 = 251,14-2·2=247,14 mm;

Bestimmen Sie die Radbreite : B2=

Bestimmen Sie die Zahnradbreite: B 1 = B 2 +5mm =64+5=69mm.

Wir bestimmen den Zahnradbreitenkoeffizienten anhand des Durchmessers:

Umfangsgeschwindigkeit der Räder und Grad der Übertragungsgenauigkeit:

Bei dieser Geschwindigkeit akzeptieren wir für Schrägverzahnungen den 8. Genauigkeitsgrad, wobei der Lastfaktor gleich ist:

ZU Hβ wir nehmen es gleich 1,04.

, Weil Die Härte des Materials beträgt weniger als 350HB.

Daher, K H = 1,04·1,09·1,0=1,134.

Wir prüfen Berührungsspannungen nach der Formel:

Wir berechnen die Überlast:

Die Überlastung liegt im Normbereich.

Im Kampf wirkende Kräfte:

umlaufend:

;

radial:

Wo
=20 0 - Eingriffswinkel im Normalabschnitt;

=9,07 0 - Neigungswinkel der Zähne.

Die Festigkeit der Zähne prüfen wir durch Biegebeanspruchung nach der Formel:

.

,

Wo
=1,1 – Koeffizient, der die ungleichmäßige Lastverteilung entlang der Zahnlänge berücksichtigt (Lastkonzentrationskoeffizient);

=1,1 – Koeffizient unter Berücksichtigung der dynamischen Wirkung der Last (Dynamikkoeffizient);

Koeffizient, der die Zahnform berücksichtigt und von der äquivalenten Zähnezahl abhängt

Zulässige Spannung gemäß der Formel

.

Für Stahl 45 verbessert mit Härte HB≤350 σ 0 F lim B=1,8 HB.

Für Zahnrad σ 0 F lim B=1,8·230=415 MPa; für das Rad σ 0 F lim B=1,8·200=360 MPa.

=΄˝ - Sicherheitsfaktor, wobei ΄=1,75, ˝=1 (für Schmiede- und Stanzteile). Daher .=1,75.

Zulässige Spannungen:

für Ausrüstung
MPa;

für Rad
MPa.

Eine Beziehung finden
:

für Ausrüstung
;

für Rad
.

Für die Zähne des Rades, bei denen das gefundene Verhältnis kleiner ist, sollten weitere Berechnungen durchgeführt werden.

Wir bestimmen die Koeffizienten Y β und K Fα:

Wo ZU Fα- Koeffizient unter Berücksichtigung der ungleichmäßigen Lastverteilung zwischen den Zähnen;

=1,5 - Endüberlappungskoeffizient;

n=8 – Genauigkeitsgrad der Zahnräder.

Wir prüfen die Festigkeit eines Radzahns anhand der Formel:

;

Die Festigkeitsbedingung ist erfüllt.

3. Vorläufige Berechnung der Getriebewellen

Die Durchmesser der Wellen werden durch die Formel bestimmt:

.

Für die Antriebswelle [τ to ] = 25 MPa; für den Slave [τ k] = 20 MPa.

Antriebswelle:

Für einen 4A-Motor 160M6U3 = 48 mm. Wellendurchmesser D in1 =48

Nehmen wir den Durchmesser der Welle unter den Lagern D n1 =40 mm

Kupplungsdurchmesser D m =0,8·=
=38,4 mm. Wir akzeptieren D m =35 mm.

Das freie Ende der Welle kann durch die Näherungsformel bestimmt werden:

,

Wo D N – Durchmesser der Welle für das Lager.

Unter Lager akzeptieren wir:

Dann l=

Der schematische Aufbau der Antriebswelle ist in Abb. dargestellt. 3.1.

Reis. 3.1. Antriebswellendesign

Angetriebene Welle.

Durchmesser des Wellenausgangsendes:

, nehmen wir den nächstliegenden Wert aus der Standardreihe

Unter den Orientierungen nehmen wir

Unter dem Zahnrad

Der schematische Aufbau der angetriebenen (langsam laufenden) Welle ist in Abb. 3.2 dargestellt.

Reis. 3.2. Antriebswellendesign

Die Durchmesser der übrigen Abschnitte der Wellen werden aufgrund konstruktiver Überlegungen bei der Konfiguration des Getriebes bestimmt.

4. GETRIEBE-LAYOUT

4.1. Strukturabmessungen von Zahnrädern und Rädern

Das Zahnrad ist fest mit der Welle verbunden. Seine Abmessungen:

Breite

Durchmesser

Zahnspitzendurchmesser

Grübchendurchmesser
.

Schmiederad:

Breite

Durchmesser

Zahnspitzendurchmesser

Grübchendurchmesser

Nabendurchmesser

Nabenlänge,

wir akzeptieren

Felgenstärke:

wir akzeptieren

Scheibenstärke:

4.2. Baumaße des Getriebegehäuses

Dicke der Gehäuse- und Deckelwände:

Wir akzeptieren

Wir akzeptieren
.

Dicke der Gehäuse- und Deckelflansche:

Oberkörpergurt und Deckelgurt:

Unterkörpergürtel:

Wir akzeptieren
.

Bolzendurchmesser:

grundlegend; Wir akzeptieren M16-Gewindebolzen;

Befestigen Sie den Deckel an den Lagern am Gehäuse

; Wir akzeptieren M12-Gewindebolzen;

Verbinden der Abdeckung mit dem Körper; Wir akzeptieren Schrauben mit M8-Gewinde.

4.3. Getriebeanordnung

Der erste Schritt dient der ungefähren Bestimmung der Position der Zahnräder relativ zu den Stützen für die anschließende Bestimmung der Stützreaktionen und Auswahl der Lager.

Die Layoutzeichnung erfolgt in einer Projektion – einem Schnitt entlang der Wellenachsen bei abgenommenem Getriebedeckel; Maßstab 1:1.

Abmessungen Getriebegehäuse:

wir nehmen den Spalt zwischen dem Ende des Zahnrads und der Innenwand des Gehäuses (wenn eine Nabe vorhanden ist, nehmen wir den Spalt vom Ende der Nabe); nimm A 1 =10 mm; wenn eine Nabe vorhanden ist, wird die Lücke vom Ende der Nabe genommen;

Wir nehmen den Spalt vom Kreis der Spitzen der Radzähne bis zur Innenwand des Gehäuses
;

wir nehmen den Abstand zwischen dem Außenring des Antriebswellenlagers und der Innenwand des Gehäuses; Wenn sich herausstellt, dass der Durchmesser des Kreises der Oberseiten der Zahnradzähne größer ist als der Außendurchmesser des Lagers, dann der Abstand muss vom Getriebe abgenommen werden.

Wir skizzieren zunächst einreihige Radialkugellager der mittleren Reihe; Die Abmessungen der Lager werden entsprechend dem Durchmesser der Welle an der Stelle, an der die Lager passen, ausgewählt
Und
.(Tabelle 1).

Tabelle 1:

Abmessungen der vorgesehenen Lager

	Lagerbezeichnung				Tragfähigkeit, kN
		Abmessungen, mm
Schnell
Langsam

Wir lösen das Problem der Lagerschmierung. Wir akzeptieren Fett für Lager. Um zu verhindern, dass Schmierstoff in das Gehäuse eindringt und das Fett mit flüssigem Öl aus der Eingriffszone auswäscht, montieren wir Ölrückhalteringe.

Der Skizzenaufbau ist in Abb. dargestellt. 4.1.

5. AUSWAHL UND PRÜFUNG DER LAGERHALTBARKEIT, STÜTZREAKTIONEN

5.1. Antriebswelle

Aus früheren Berechnungen haben wir:

Wir ermitteln die Supportreaktionen.

Das Konstruktionsdiagramm der Welle und Diagramme der Biegemomente sind in Abb. dargestellt. 5.1

Im YOZ-Flugzeug:

Prüfung:

in der XOZ-Ebene:

Prüfung:

in der YOZ-Ebene:

Abschnitt 1:
;

Abschnitt 2: M
=0

Abschnitt 3: M

in der XOZ-Ebene:

Abschnitt 1:
;

=

Abschnitt 2:

Abschnitt 3:

Wir wählen das Lager entsprechend der am stärksten belasteten Stütze aus. Wir skizzieren Radialkugellager 208: D=40 mm;D=80mm; IN=18mm; MIT=32,0 kN; MIT O = 17,8 kN.

Wo R B=2267,3 N

- Temperaturkoeffizient.

Attitüde
; dieser Wert entspricht
.

Attitüde
; X=0,56 undY=2,15

Berechnete Haltbarkeit nach der Formel:

Wo
- Drehzahl der Antriebswelle.

5.2. Angetriebene Welle

Die angetriebene Welle trägt die gleichen Belastungen wie die Antriebswelle:

Das Konstruktionsdiagramm der Welle und Diagramme der Biegemomente sind in Abb. dargestellt. 5.2

Wir ermitteln die Supportreaktionen.

Im YOZ-Flugzeug:

Prüfung:

In der XOZ-Ebene:

Prüfung:

Gesamtreaktionen in den Trägern A und B:

Wir bestimmen die Momente nach Abschnitten:

in der YOZ-Ebene:

Abschnitt 1: bei x=0,
;

bei X= l 1 , ;

Abschnitt 2: bei X= l 1 , ;

bei x=l 1 + l 2 ,

Abschnitt 3:;

in der XOZ-Ebene:

Abschnitt 1: bei x=0, ;

bei X= l 1 , ;

Abschnitt 2: bei x=l 1 + l 2 ,

Abschnitt 3: bei X= l 1 + l 2 + l 3 ,

Wir erstellen Diagramme von Biegemomenten.

Wir wählen die Lager entsprechend der am stärksten belasteten Stütze aus und bestimmen deren Haltbarkeit. Wir stellen Radialkugellager 211 vor: D=55 mm;D=100mm; IN=21mm; MIT=43,6 kN; MIT O = 25,0 kN.

Wo R A=4290,4 N

1 (Innenring dreht sich);

Sicherheitsfaktor für Bandförderantriebe;

Temperaturkoeffizient.

Attitüde
; dieser Wert entspricht e=0,20.

Attitüde
, dann X=1, Y=0. Deshalb

Geschätzte Haltbarkeit, Millionen Vol.

Geschätzte Haltbarkeit, h.

Wo
- Drehzahl der angetriebenen Welle.

6. Ermüdungsfestigkeitsreserve. Verfeinerte Berechnung von Schächten

Nehmen wir an, dass sich normale Biegespannungen in einem symmetrischen Zyklus ändern und Tangentenspannungen aufgrund von Torsion sich in einem pulsierenden Zyklus ändern.

Eine verfeinerte Berechnung von Schächten besteht darin, die Sicherheitsfaktoren s für gefährliche Schachtabschnitte zu ermitteln und diese mit den geforderten Werten [s] zu vergleichen. Die Kraft bleibt erhalten
.

6.1.Antriebswelle

Abschnitt 1: at x=0, ;

bei x=l 3 , ;

Abschnitt 2: at x=l 3 , ;

bei x=l 3 + l 2 , ;

Abschnitt 3: at x=l 3 + l 2 , ;

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

Drehmoment:

Wir identifizieren gefährliche Abschnitte. Dazu stellen wir schematisch die Welle dar (Abb. 8.1)

Reis. 8.1 Schematische Darstellung der Antriebswelle

Zwei Abschnitte sind gefährlich: unter dem linken Lager und unter dem Getriebe. Sie sind gefährlich, weil... komplexer Spannungszustand (Biegung mit Torsion), erhebliches Biegemoment.

Stresskonzentratoren:

1) das Lager sitzt gemäß einer Übergangspassung (Presspassung weniger als 20 MPa);

2) Filet (oder Nut).

Wir ermitteln den Sicherheitsfaktor für die Dauerfestigkeit.

Für Werkstückdurchmesser bis 90mm
durchschnittliche Zugfestigkeit für Stahl 45 mit Wärmebehandlung – Verbesserung
.

Ermüdungsgrenze für symmetrischen Biegezyklus:

Ermüdungsgrenze für einen symmetrischen Tangentialspannungszyklus:

Abschnitt A-A. Die Spannungskonzentration ist auf die Lagerpassung mit garantierter Pressung zurückzuführen:

Weil der Pressdruck weniger als 20 MPa beträgt, reduzieren wir den Wert dieses Verhältnisses um 10 %.

Für die oben genannten Stähle akzeptieren wir
Und

Biegemoment aus Diagrammen:

Axiales Widerstandsmoment:

Normalspannungsamplitude:

Mittelspannung:

Polares Widerstandsmoment:

Amplitude und Durchschnittsspannung des Tangentialspannungszyklus nach der Formel:

Sicherheitsfaktor für Normalspannungen nach der Formel:

Sicherheitsfaktor für Tangentialspannungen nach der Formel:

Der resultierende Koeffizient liegt über den akzeptablen Standards (1,5 ÷ 5). Folglich muss der Wellendurchmesser reduziert werden, was in diesem Fall nicht erfolgen sollte, weil Dieser hohe Sicherheitsfaktor erklärt sich dadurch, dass bei der Konstruktion der Wellendurchmesser vergrößert wurde, um ihn mit einer Standardkupplung an die Welle des Elektromotors anzuschließen.

6.2. Abtriebswelle:

Wir ermitteln die Gesamtbiegemomente. Die Werte der Biegemomente für Abschnitte entnehmen wir den Diagrammen.

Abschnitt 1: at x=0, ;

bei x=l 1 , ;

Abschnitt 2: at x=l 1 , ;

bei x=l 1 + l 2 , ;

Abschnitt 3: at x=l 1 + l 2 , ; .

Amplitude und Durchschnittsspannung des Tangentialspannungszyklus:

Sicherheitsfaktor für Normalbeanspruchungen:

Sicherheitsfaktor für Tangentialspannungen:

Der resultierende Sicherheitsfaktor für den Abschnitt nach der Formel:

Weil Wenn der resultierende Sicherheitsfaktor unter dem Lager kleiner als 3,5 ist, ist eine Reduzierung des Wellendurchmessers nicht erforderlich.

7. Berechnung der Schlüssel

Das Material der Tasten ist 45 normalisierter Stahl.

Die Druckspannung und der Festigkeitszustand werden durch die Formel bestimmt:

.

Maximale Lagerbelastungen bei einer Stahlnabe [ σ cm ] = 100120 MPa, mit Gusseisen [ σ

Stellen Sie die Ölviskosität ein. Bei Kontaktbeanspruchungen
=400,91 MPa und Geschwindigkeit
Die empfohlene Ölviskosität sollte ungefähr gleich sein
Wir akzeptieren Industrieöl I-30A (gemäß GOST 20799-75).

9. MONTAGE DES GETRIEBS

Vor der Montage wird der Innenhohlraum des Getriebegehäuses gründlich gereinigt und mit ölbeständigem Lack beschichtet.

Die Montage erfolgt gemäß der Montagezeichnung des Getriebes, beginnend mit den Wellenbaugruppen:

Auf der Antriebswelle befinden sich Ölhalteringe und Kugellager, vorgewärmt in Öl auf 80-100 0 C;

In die Abtriebswelle wird eine Passfeder eingesetzt
und drücken Sie das Zahnrad bis zum Anschlag gegen den Wellenbund; Anschließend Distanzhülse und Öl-Sicherungsringe aufsetzen und in Öl vorgewärmte Kugellager einbauen.

Die Wellenbaugruppe wird in den Boden des Getriebegehäuses eingesetzt und der Gehäusedeckel aufgesetzt, wobei zunächst die Schnittstelle zwischen Deckel und Gehäuse mit Alkohollack abgedeckt wird. Zur Ausrichtung montieren Sie die Abdeckung mit zwei konischen Stiften am Gehäuse; Ziehen Sie die Schrauben fest, mit denen die Abdeckung am Gehäuse befestigt ist.

Danach wird Fett in die Lagerkammern der angetriebenen Welle gegeben und die Lagerdeckel werden mit einem Satz Metallbeilagen zur Einstellung montiert.

Vor der Montage durch Abdeckungen werden verstärkte Gummimanschetten in die Nuten eingelegt. Durch Drehen der Wellen prüfen, ob die Lager nicht verklemmt sind, und die Abdeckungen mit Schrauben befestigen.

Anschließend die Ölablassschraube mit Dichtung und Stabanzeige einschrauben.

Gießen Sie Öl in das Gehäuse und verschließen Sie die Inspektionsöffnung mit einem Deckel mit einer Dichtung aus technischem Karton; Befestigen Sie die Abdeckung mit Schrauben.

Das zusammengebaute Getriebe wird gemäß dem in den technischen Spezifikationen festgelegten Programm eingefahren und auf einem Ständer getestet. Die Berechnungen sind in Tabelle 2 zusammengefasst: Tabelle 2 Geometrische Parameter der zylindrischen Stufe mit niedriger Geschwindigkeit Getriebe Optionen...

Design und Test Berechnung Getriebe

Studienleistungen >> Industrie, Produktion

Es besteht die Wahl zwischen Elektromotor, Design und Prüfung Berechnung Getriebe und er Komponenten. In... Fazit: ΔU = 1 % des Getriebes [ΔU] = 4 % ), Kinematik Berechnung zufriedenstellend abgeschlossen. 1.4 Berechnung von Frequenzen, Leistungen...

Der Kauf eines Motorgetriebes ist eine Investition in technische und technologische Geschäftsprozesse, die sich nicht nur rechtfertigen, sondern auch auszahlen muss. Und die Amortisation hängt weitgehend davon ab Auswahl eines Getriebemotors für bestimmte Zwecke. Die Durchführung erfolgt auf der Grundlage einer professionellen Berechnung von Leistung, Abmessungen, Produktionseffizienz und erforderlichem Belastungsniveau für bestimmte Einsatzzwecke.

Um Fehler zu vermeiden, die zu vorzeitigem Geräteverschleiß und kostspieligen finanziellen Verlusten führen könnten, Berechnung des Getriebemotors müssen von qualifiziertem Fachpersonal durchgeführt werden. Bei Bedarf können diese und weitere Studien zur Getriebeauswahl von Experten von PTC Privod durchgeführt werden.

Auswahl nach Hauptmerkmalen

Eine lange Lebensdauer bei gleichzeitiger Sicherstellung des spezifizierten Leistungsniveaus der Geräte, mit denen es arbeitet, ist ein entscheidender Vorteil, wenn die richtige Wahl treffen fahren. Unsere langjährige Praxis zeigt, dass wir bei der Bedarfsermittlung von folgenden Parametern ausgehen sollten:

• mindestens 7 Jahre wartungsfreier Betrieb des Schneckengetriebes;
• von 10–15 Jahren für einen zylindrischen Antrieb.

Bei der Ermittlung der Daten zur Abgabe einer Bestellung an Herstellung von Getriebemotoren Die wichtigsten Merkmale sind:

• Leistung des angeschlossenen Elektromotors,
• Rotationsgeschwindigkeit der beweglichen Elemente des Systems,
• Motorleistungstyp,
• Betriebsbedingungen des Getriebes – Betriebsart und Belastung.

Bei Berechnung der Elektromotorleistung für einen Getriebemotor Als Grundlage dient die Leistung der Geräte, mit denen gearbeitet wird. Die Leistung eines Getriebemotors hängt weitgehend vom Ausgangsdrehmoment und der Betriebsgeschwindigkeit ab. Die Geschwindigkeit kann sich ebenso wie der Wirkungsgrad mit Spannungsschwankungen im Motorstromsystem ändern.

Die Drehzahl des Motorgetriebes ist eine abhängige Größe, die von zwei Eigenschaften beeinflusst wird:

• Übersetzungsverhältnis;
• Frequenz der Drehbewegungen des Motors.

In unserem Katalog finden Sie Getriebe mit unterschiedlichen Drehzahlparametern. Es sind Modelle mit einer oder mehreren Geschwindigkeitsstufen erhältlich. Die zweite Option sieht das Vorhandensein eines Systems zur Regelung der Geschwindigkeitsparameter vor und wird in Fällen verwendet, in denen während des Betriebs des Getriebes periodische Änderungen der Geschwindigkeitsmodi erforderlich sind.

Die Stromversorgung des Motors erfolgt über eine konstante oder Wechselstrom. Motorgetriebe Gleichstrom Entwickelt für den Anschluss an ein Netzwerk mit 1 oder 3 Phasen (unter Spannung 220 bzw. 380 V). AC-Antriebe arbeiten mit Spannungen von 3, 9, 12, 24 oder 27 V.

Abhängig von den Betriebsbedingungen erfordert der Fachmann die Bestimmung der Art und Häufigkeit/Intensität des zukünftigen Betriebs. Abhängig von der Art der belasteten Tätigkeit, für die das Getriebe ausgelegt ist, kann es sich dabei um ein Gerät handeln:

• für Arbeiten im stoßfreien Modus mit mäßigen oder starken Stößen;
• mit einem Sanftanlaufsystem zur Reduzierung zerstörerischer Belastungen beim Starten und Stoppen des Antriebs;
• für Langzeitbetrieb mit häufigen Starts (basierend auf der Anzahl der Starts pro Stunde).

Je nach Betriebsart kann der Getriebemotor für einen Langzeitbetrieb des Motors ohne Überhitzung im besonders schweren, schweren, mittleren, leichten Modus ausgelegt werden.

Auswahl nach Getriebetyp für den Antrieb

Professionelle Berechnungen zur Getriebeauswahl beginnen immer mit der Erstellung eines Antriebsdiagramms (Kinematik). Dies ist die Grundlage für die Übereinstimmung der ausgewählten Ausrüstung mit den Bedingungen des zukünftigen Betriebs. Anhand dieses Diagramms können Sie die Klasse des Getriebemotors auswählen. Die Optionen sind wie folgt.

• :
  • einstufiges Getriebe, Eingangswelle im rechten Winkel zur Ausgangswelle (gekreuzte Stellung von Eingangs- und Ausgangswelle);
  • Zweistufiger Mechanismus, bei dem die Eingangswelle parallel oder senkrecht zur Ausgangswelle angeordnet ist (die Achsen können vertikal/horizontal angeordnet sein).
• :
  • mit paralleler Lage von Eingangswelle und Ausgangswelle und horizontaler Anordnung der Achsen (Ausgangswelle und Eingangsorgan liegen in derselben Ebene);
  • wobei die Achsen der Antriebs- und Abtriebswelle in derselben Ebene liegen, jedoch koaxial (in einem beliebigen Winkel angeordnet).
• Konisch-zylindrisch. Dabei schneidet die Achse der Eingangswelle die Achse der Ausgangswelle in einem Winkel von 90 Grad.

Bei der Auswahl eines Getriebemotors ist die Lage der Abtriebswelle von entscheidender Bedeutung. Bei einem ganzheitlichen Ansatz zur Geräteauswahl sollte Folgendes berücksichtigt werden:

• Zylindrischer und konischer Motor Getriebe Da das Gewicht und die Abmessungen einem Schneckengetriebe ähneln, weist es eine höhere Effizienz auf.
• Die von einem Stirnradgetriebe übertragene Last ist 1,5–2 mal höher als die eines Schneckengetriebes.
• Der Einsatz von Kegel- und Stirnrädern ist nur bei horizontaler Anordnung möglich.

Einteilung nach Stufenzahl und Übertragungsart

Getriebetyp	Anzahl der Schritte	Übertragungsart	Standort der Achsen
Zylindrisch	1	Einer oder mehrere zylindrisch	Parallel
	2		Parallel/koaxial
	3
	4		Parallel
Konisch	1	Konisch	Überschneidend
Konisch-zylindrisch	2	Konisch Zylindrisch (eins oder mehrere)	Überschneidend/ Kreuzung
	3
	4
Wurm	1	Wurm (eins oder zwei)	Kreuzung
	2		Parallel
Zylinderschnecke bzw wurmzylindrisch	2	Zylindrisch (ein oder zwei) Wurm (einer)	Kreuzung
	3
Planetarisch	1	Zwei zentrale Zahnräder und Satelliten (z jede Stufe)	Koaxial
	2
	3
Zylindrisch-planetarisch	2	Zylindrisch (eins oder mehrere) Planetarisch (eins oder mehrere)	Parallel/koaxial
	3
	4
Kegelplanetarisch	2	Konisch (eins) Planetarisch (eins oder mehrere)	Überschneidend
	3
	4
Wurm-Planetär	2	Wurm (einer) Planetarisch (eins oder mehrere)	Kreuzung
	3
	4
Welle	1	Winken (eins)	Koaxial

Übersetzungsverhältnis

Das Übersetzungsverhältnis wird mit einer Formel der Form bestimmt:

U= n rein / n raus

• nin – Eingangswellenumdrehungen (Eigenschaften des Elektromotors) pro Minute;
• n out – die erforderliche Anzahl der Umdrehungen der Abtriebswelle pro Minute.

Der resultierende Quotient wird auf das Übersetzungsverhältnis aus dem Standardbereich für bestimmte Getriebemotortypen gerundet. Die wichtigste Voraussetzung für die erfolgreiche Auswahl eines Elektromotors ist die Begrenzung der Drehzahl der Eingangswelle. Bei allen Arten von Antriebsmechanismen sollte sie 1,5 Tausend Umdrehungen pro Minute nicht überschreiten. Das spezifische Häufigkeitskriterium ist in angegeben technische Spezifikationen Motor.

Auswahl an Übersetzungsverhältnissen für Getriebe

Leistung

Bei Drehbewegungen der Arbeitsteile der Mechanismen entsteht Widerstand, der zu Reibung – Abrieb der Einheiten führt. Mit der richtigen Wahl des Getriebes in Bezug auf die Leistung ist es möglich, diesen Widerstand zu überwinden. Denn dieser Moment hat es getan großer Wert wenn nötig Kaufe einen Getriebemotor mit langfristigen Zielen.

Die Leistung selbst – P – wird als Quotient aus Kraft und Geschwindigkeit des Getriebes berechnet. Die Formel sieht so aus:

• Wo:
  M – Kraftmoment;
• N – Umdrehungen pro Minute.

Um den gewünschten Getriebemotor auszuwählen, ist es notwendig, die Leistungsdaten am Ein- und Ausgang – P1 bzw. P2 – zu vergleichen. Berechnung der Getriebemotorleistung Die Ausgabe wird wie folgt berechnet:

• Wo:
  P – Getriebeleistung;
  Sf ist der Betriebsfaktor, auch Servicefaktor genannt.

Am Ausgang sollte die Leistung des Getriebes (P1 > P2) geringer sein als am Eingang. Die Norm dieser Ungleichheit erklärt sich aus den unvermeidlichen Leistungseinbußen beim Einkuppeln aufgrund der Reibung zwischen den Teilen.

Bei der Kapazitätsberechnung ist es zwingend erforderlich, genaue Daten zu verwenden: Aufgrund unterschiedlicher Effizienzindikatoren liegt die Wahrscheinlichkeit eines Auswahlfehlers bei Verwendung von Näherungsdaten bei nahezu 80 %.

Effizienzberechnung

Der Wirkungsgrad eines Getriebemotors ist der Quotient aus der Leistungsverteilung am Abtrieb und am Eingang. In Prozent berechnet sieht die Formel wie folgt aus:

ñ [%] = (P2/P1) * 100

Bei der Effizienzermittlung sollte man sich auf folgende Punkte stützen:

• der Wirkungsgradwert hängt direkt vom Übersetzungsverhältnis ab: Je höher er ist, desto höher ist der Wirkungsgrad;
• Während des Betriebs des Getriebes kann seine Effizienz abnehmen – dies wird sowohl von der Art oder den Betriebsbedingungen als auch von der Qualität des verwendeten Schmiermittels, der Einhaltung des geplanten Reparaturplans, der rechtzeitigen Wartung usw. beeinflusst.

Zuverlässigkeitsindikatoren

Die folgende Tabelle zeigt die Lebensdauerstandards für die Hauptteile des Getriebemotors bei Langzeitbetrieb des Geräts mit konstanter Aktivität.

Ressource

Getriebemotor kaufen

PTC „Privod“ ist ein Hersteller von Getrieben und Getriebemotoren mit unterschiedliche Eigenschaften und Effizienz, dem die Amortisationsindikatoren seiner Ausrüstung nicht gleichgültig sind. Wir arbeiten ständig daran, nicht nur die Qualität unserer Produkte zu verbessern, sondern auch die angenehmsten Einkaufsbedingungen für Sie zu schaffen.

Speziell zur Minimierung von Auswahlfehlern wird unseren Kunden ein intelligentes Angebot gemacht. Um diesen Service nutzen zu können, benötigen Sie keine besonderen Fähigkeiten oder Kenntnisse. Das Tool funktioniert online und hilft Ihnen bei der Entscheidung für den optimalen Gerätetyp. Wir bieten das Beste Preis des Getriebemotors jeglicher Art und volle Unterstützung für die Lieferung.

Kursarbeit

Getriebeberechnung

Einführung 1.3 Kinematische Berechnung des Getriebes 2. Berechnung eines geschlossenen Schneckengetriebes 2.1 Materialauswahl 2.2 Ermittlung der zulässigen Spannungen 3. Berechnung der Kettenübertragung 3.1. Kettenauswahl 3.2. Überprüfung der Schaltung. 3.3. Anzahl der Kettenglieder 3.5. Durchmesser der Teilkreise der Kettenräder 3.6. Durchmesser der Außenkreise der Kettenräder 3.7. Bestimmung der auf eine Kette wirkenden Kräfte 4. Getriebewellenbelastungen 5.1 Schaftmaterial auswählen 6. Berechnung der Wellen prüfen 6.1 Berechnung Schneckenwelle 9. Getriebeschmierung 10. Auswahl und Berechnung der Kupplung

Ausgangsdaten:

Stromverbrauch des Antriebs -

Drehzahl der Abtriebswelle -

Arbeitsressource -

Jährliche Auslastung - .

Täglicher Nutzungsfaktor - .

Kinematisches Antriebsdiagramm

Einführung

Der Mechanismusantrieb dient dazu, die Drehung von der Welle des Elektromotors auf den Aktuator zu übertragen.

1. Ermittlung der Ausgangsdaten zur Berechnung des Getriebes

1.1 Auswahl und Prüfung des Elektromotors

Bestimmen wir zunächst den Wirkungsgrad des Antriebs.

IN Gesamtansicht Effizienz Die Übertragung wird durch die Formel bestimmt:

wo - Effizienz einzelne Elemente fahren.

Für einen Antrieb dieser Bauart beträgt der Wirkungsgrad bestimmt durch die Formel:

wo - Effizienz Wälzlager; ;

Effizienz Schneckengetriebe; ;

Effizienz Kettenübertragung; ;

Effizienz Kupplungen; .

Berechnen wir die benötigte Motorleistung:

Wir wählen einen Motor der AIR-Serie mit einer Nennleistung von P nom = 5,5 kW, unter Verwendung von vier Motortypoptionen zur Berechnung (siehe Tabelle 1.1)

Tabelle 1.1

Option	Motortyp	Nennleistung P nom, kW	Drehzahl, U/min
						synchron	im Nennbetrieb n nom
	AIR100 L 2U3	5 ,5	3000	2 850
	LUFT 112M4 U3	5 ,5	1500	14 32
	AIR 132S 6У3	5 ,5	1000	9 60
	LUFT 132M8 U3	5 ,5

1.2 Bestimmung der Antriebsübersetzung und ihrer Stufen

Finden Sie das Gesamtübersetzungsverhältnis für jede Option:

u = n nom /n out = n nom /70.

Wir zerlegen das Gesamtübersetzungsverhältnis und nehmen für alle Optionen das Übersetzungsverhältnis u np = 20:

U rp = u/u zp = u/20.

Wir fassen die Berechnungsdaten in Tabelle 1.2 zusammen

Tabelle 1.2

Übersetzungsverhältnis	Optionen
Allgemeines zum Antrieb	40 , 7	20 , 5	13,7	10 ,2
Flaches Antriebsgetriebe	2 , 04	1 , 02	0 , 685	0 , 501
Untersetzungsgetriebe

Von den vier betrachteten Optionen wählen wir die erste (u=2,04; n nom = 3000 U/min).

1. 3 Kinematische Berechnung des Getriebes

Die Gesamtübersetzung des Antriebs beträgt laut Spezifikation:

Drehzahl der Welle des Elektromotors und der Getriebeeingangswelle.

Drehzahl der Getriebeausgangswelle

Drehzahl der Förderwelle

Prozentsatz des tatsächlichen Übersetzungsverhältnisses im Verhältnis zum Nennwert:

Da die Bedingung erfüllt ist, schließen wir, dass die kinematische Berechnung zufriedenstellend durchgeführt wurde.

Von einzelnen Antriebsteilen übertragene Leistungen:

Winkelgeschwindigkeiten von Zahnrädern:

Drehmomente:

Die Berechnungsergebnisse fassen wir in Tabelle 1.3 zusammen.

Tabelle 1.3

Ergebnisse kinematischer Berechnungen.

Optionen	Welle Nr. 1	Schacht Nr. 2	Schacht Nr. 3
	2850	142,5
	4,92	4,091	3, 8
	16,5	274,3	519,8
		2,04
ω, rad/s	298,3	14,915	7,31

Bestimmen wir die Betriebszeit des Antriebs:

Std.

2 . Berechnung eines geschlossenen Schneckengetriebes

2.1 Auswahl an Materialien

Wir akzeptieren 40X-Stahl für die Schnecke mit einer Härtung auf Härte H R.C. 45 und anschließendes Schleifen.

Betrachten wir zunächst die Geschwindigkeit des Gleitens im Eingriff

MS.

Für den Schneckenradkranz verwenden wir Bronze Br010F1N1 (Schleuderguss).

Tabelle 2.1

Getriebematerialien

	Härte und Wärmebehandlung	Zugfestigkeit	Streckgrenze
Wurm	H RC 45-Härtung	900 MPa	750 MPa
Rad	Br010F1N1 Schleuderguss	285 MPa	1 65 MPa

2.2 Ermittlung zulässiger Spannungen

Für Räder aus Werkstoffgruppe I/1, C. 31/:

wobei 0,9 für Schnecken mit einer Härte auf der Oberfläche der Windungen >45H gilt R.C.

MPa

MPa.

Zulässige Biegespannung

wo T und BP Streckgrenzen und Zugfestigkeit von Bronze; N F.E. äquivalente Anzahl von Zahnbelastungszyklen für die Biegefestigkeit.

Äquivalente Anzahl an Ladezyklen:

Berechnung der zulässigen Biegespannung:

2.3 Bestimmung der geometrischen Übertragungsparameter

Achsabstand

Wir akzeptieren a b = 160 mm.

Für das Übersetzungsverhältnis U =20 nimm Z 1 =2.

Woher kommt die Anzahl der Zähne eines Schneckenrades? Z 2 = U · Z 1 =20·2=40.

Definieren wir den Engagement-Modul.

Wir nehmen m = 6,3 mm.

Koeffizient des Schneckendurchmessers q =(0,212…0,25) Z 2 =8,48…10.

Wir akzeptieren q =10.

Achsabstand bei Standardwerten und:

Hauptabmessungen der Schnecke:

Schneckensteigungsdurchmesser

Durchmesser der Schneckenwindungen

Durchmesser der Schneckenwindungen

Länge des abgeschnittenen Teils der Bodenschnecke

wir akzeptieren

Steigungswinkel der Spirale

Hauptabmessungen des Schneckenradrings:

Steigungsdurchmesser des Schneckenrades

Durchmesser der Schneckenrad-Zahnspitze

Durchmesser der Schneckenradzähne

größter Durchmesser des Schneckenrades

Schneckenradbreite

2.4 Testberechnungen zur Spannungsübertragung

Umfangsgeschwindigkeit der Schnecke

Kontaktspannung prüfen.

Wir verdeutlichen den Wirkungsgrad des Schneckengetriebes:

Reibungskoeffizient, der Reibungswinkel bei einer bestimmten Gleitgeschwindigkeit.

Gemäß GOST 3675-81 weisen wir eine Übertragungsgenauigkeit von 8 Grad zu.

Dynamischer Koeffizient

Lastverteilungskoeffizient: , wobei Schneckenverformungskoeffizient, Hilfskoeffizient.

Von hier:

Belastungsfaktor

Kontaktspannung prüfen

Prüfung der Biegefestigkeit der Schneckenradzähne:

Äquivalente Anzahl Zähne

Zahnformfaktor

Die Biegespannung ist geringer als zuvor berechnet.

Die Berechnungsergebnisse werden in die Tabelle eingetragen. 2.2.

Tabelle 2.2

Parameter	Bedeutung	Parameter	Bedeutung
Interaxial Abstand, mm		Effizienz	0,845
Modul, mm		Breite der Schneckenradkrone, mm
Koeffizient des Schneckendurchmessers Q		Länge des abgeschnittenen Teils der Erdschnecke, mm
Steigungswinkel der Schneckenwindungen		Schneckendurchmesser, mm:	75,6 47,88
		Schneckendurchmesser, mm:	264,6 236,88

3. Berechnung der Kettenübertragung.

Tabelle 3.1.

Übertragen
Übersetzungsverhältnis	2,04
Drehmoment am Antriebsrad T 23, Nm	2743 00
Drehmoment am angetriebenen Kettenrad T 4, Nm	5198 00
Winkelgeschwindigkeit des Antriebsritzels, rad/s	14,91 5
Drehzahl des angetriebenen Kettenrads, rad/s	7,31

3.1. Kettenauswahl.

Wir wählen eine Rollenantriebskette (gemäß GOST 1356875) aus und bestimmen deren Teilung anhand der Formel:

Berechnen wir zunächst die in dieser Formel enthaltenen Mengen:

Drehmoment an der Antriebsritzelwelle

Koeffizient K e= k d k a k n k r k cm k p ;

Aus Quelle /2/ akzeptieren wir: k d =1,25 (die Übertragung ist durch mäßige Stöße gekennzeichnet);

k a =1[da wir a=(30-50) nehmen sollten T ];

k n =1 (bei jeder Neigung der Kette);

kr =1 (Kettenspannungsregelung erfolgt automatisch);

k cm =1,5 (Kettenschmierung regelmäßig);

k p =1 (in einer Schicht arbeiten).

Daher ist Ke=1,25 1,5=1,875;

Anzahl der Kettenradzähne:

führend z 2 =1-2  u =31-2  2,04=27

Sklave z 3 =1  u =27  2,04 = 54;

Durchschnitt [ P ] nehmen wir ungefähr nach Tabelle /2/: [ P ]=36 MPa; Anzahl der Kettenreihen m =2;

Ermitteln der Kettenteilung

22,24 mm.

Gemäß Tabelle /2/ nehmen wir den nächstgrößeren Wert T =25,4 mm; Projektion der Auflagefläche des Scharniers A op =359 mm Q =113,4 kN; q =5,0 kg/m.

3.2. Überprüfung der Schaltung.

Wir überprüfen die Kette anhand von zwei Indikatoren:

Entsprechend der zulässigen Drehzahl einer Kette mit Teilung T =25,4 mm Rotationsgeschwindigkeit [ n 1 ]=800 U/min, Zustand n 1 [ n 1 ] erledigt;

Abhängig vom Druck in den Gelenken einer gegebenen Kette beträgt der Wert [ P ]=29 MPa, und unter Berücksichtigung des Hinweises reduzieren wir um 15 % [ P ]=24,7; Auslegungsdruck:

Wo

Bedingung p[p] ist erfüllt.

3.3. Anzahl der Kettenglieder.

Bestimmen Sie die Anzahl der Kettenglieder.

Runden Sie auf eine gerade Zahl Lt =121.

3.4. Klärung des Achsabstandes

Damit die Kette ungehindert durchhängen kann, bieten wir die Möglichkeit, den Achsabstand um 0,4 % zu reduzieren, 1016 0,004=4,064 mm.

3.5. Durchmesser der Teilkreise von Kettenrädern.

3.6. Durchmesser der Außenkreise der Kettenräder.

hier d 1 Kettenrollendurchmesser: gemäß Tabelle /2/ d 1 =15,88 mm.

3.7. Bestimmung der auf die Kette wirkenden Kräfte.

Umfangskraft F t = 2512 N;

Zentrifugalkraft F v = qv 2 = 5  1,629 2 =13,27 N;

durch schlaffe Kette F f =9,81 k f qa =9,81  1,5  5  1,016=74,75 H;

3.8. Überprüfung des Sicherheitsfaktors

Laut Tabelle /2/ [ s ]=7,6

Bedingung s[s] ist erfüllt.

Tabelle 3.2. Berechnungsergebnisse

Berechneter Parameter	Bezeichnung	Dimension	Numerischer Wert
1. Achsabstand	Ein 23	mm	1 016
2. Anzahl der Zähne des Antriebsritzels
3. Anzahl der Zähne des angetriebenen Kettenrads
6. Teilkreisdurchmesser des Antriebsritzels	d d2	mm	218, 7 9
7. Teilkreisdurchmesser des angetriebenen Kettenrads	d d3	mm	43 6 ,84
9. Außenkreisdurchmesser des Antriebsritzels	D e 2	mm	230,17
10. Durchmesser des Außenkreises des angetriebenen Kettenrads	D e 3	mm	448,96
16. Umfangskraft			2512
17. Zentrifugalkraft			13,27
18. Kettendurchhangskraft			74 , 75
F p		2661, 5

4. Getriebewellenbelastungen

Bestimmung der Kräfte beim Einlegen eines geschlossenen Ganges

a) Bezirkskräfte

b) Radialkräfte

c) Axialkräfte

Definition von Auslegerkräften

Bestimmen wir die Kräfte, die auf der Seite des offenen Zahnrads wirken:

Von der Kupplungsseite

F m = 75  =75  = 1242 N.

Das Leistungsdiagramm zur Belastung der Getriebewellen ist in Abbildung 4.1 dargestellt.

Abbildung 4.1. Belastungsdiagramm für Schneckenwellen.

5. Entwurfsberechnung. Skizzenaufbau des Getriebes

5.1 Schaftmaterial auswählen

5.2 Auswahl zulässiger Torsionsspannungen

Wir führen Konstruktionsberechnungen auf der Grundlage von Torsionsspannungen durch und akzeptieren dabei [ k]= 15…25N/mm 2 .

5.3 Bestimmung geometrischer Parameter von Wellenstufen

Das Berechnungsdiagramm ist in Abbildung 5.1 dargestellt

Abbildung 5.1 Wurm.

Der Durchmesser des Abtriebsendes der Antriebswelle wird durch die Formel ermittelt

mm,

wobei [τ K ] - zulässige Torsionsspannung; [τ K] = 15 MPa.

Nachdem wir den Durchmesser des Ausgangsabschnitts des Elektromotors vereinbart haben ( d ed = 28 mm) Untermontage einer Standardkupplung akzeptieren wir d in1 = 30 mm.

wo t Perlenhöhe

t (h t 1 )+0,5,

h Dübelhöhe, h =8 mm

t 1 Tiefe der Nabennut, t 1 =5 mm, das bedeutet t (85)+0,5, t 3,5, nimm t =4.

wir akzeptieren

mm, akzeptieren 45 mm.

wo r Rundungsradius des Innenrings des Lagers, r =1,5

wir akzeptieren.

Wir konstruieren die Schnecke integral mit der Welle der Schneckenwelle.

Auf die gleiche Weise berechnen wir auch die Zahnradwelle.

Das Diagramm zur Berechnung der Radwelle ist in Abbildung 5.2 dargestellt

Abbildung 5.2 Radwelle

Durchmesser des Wellenausgangsendes

Wir akzeptieren

ungefährer Wert des Durchmessers des Wellenbundes:

Schlüsselhöhe h =10 mm, Keilnuttiefe t 1 =6 mm,

bedeutet t (106)+0,5, t 4,5, nehmen Sie t =5.

wir akzeptieren

Wellendurchmesser für Lager:

mm, akzeptieren Sie 70 mm.

– ungefährer Wert des Schulterdurchmessers für den Lageranschlag:

wobei r = 2,5

wir akzeptieren

Das Schneckenrad besteht aus einem vorgefertigten Kern aus Grauguss SCh-21-40 und der Zahnkranz aus Bronze Br010F1N1. Der Zahnkranz ist durch eine Presspassung und eine Schraubbefestigung mit der Radmitte verbunden.

Lassen Sie uns die Strukturelemente des Radzentrums bestimmen.

Felgendicke in der Radmitte.

mm.

Wir akzeptieren mm.

Dicke Radmittenscheibe.

Mm.

Wir akzeptieren mm.

Durchmesser des Radmittellochs

Mm.

Außendurchmesser der Radnabe

Mm.

Wir akzeptieren mm.

Nabenlänge

mm.

Wir akzeptieren mm.

Abbildung 5.3 Schneckenraddesign

Bestimmen wir die Dicke der Felge für das Schneckenrad an der dünnsten Stelle.

Mm.

Wir akzeptieren mm.

Durchmesser der Verbindung zwischen Zahnkranz und Radmitte

Wir akzeptieren mm.

5.4 Vorauswahl von Wälzlagern

Wir skizzieren zunächst die Radialkugellager der mittleren Serie nach GOST 4338-75; Die Abmessungen der Lager werden entsprechend dem Durchmesser der Welle an der Stelle, an der die Lager passen, ausgewählt d p1 = 45 mm und d p2 = 70 mm.

Wir wählen Lager aus dem Lagerkatalog aus.

Tabelle 5.1 Eigenschaften ausgewählter Lager

Lagerbezeichnung	Abmessungen, mm			Tragfähigkeit, kN
					Co
7309A
7214A			26,25
				52,7

5.5 Skizzenaufbau des Getriebes

Wir ermitteln die Maße für die Erstellung eines Skizzenlayouts.

a) der Spalt zwischen der Innenwand des Gehäuses und dem rotierenden Rad:

x=8…10 mm, nimm x=10 mm.

b) Abstand zwischen Gehäuseboden und Schneckenrad:

y=30 mm

6. Berechnung der Wellen prüfen

6.1 Berechnung der Schneckenwelle

6.1.1 Schneckenladediagramm

Abbildung 6.1 Belastungsdiagramm der Antriebswelle

in der xy-Ebene

in der yz-Ebene

Gesamtbiegemomente

6.1.2 Verfeinerte Schachtberechnung

Überprüfen wir die Richtigkeit der Bestimmung des Wellendurchmessers im Abschnitt unter der Schnecke

Für die Welle verwenden wir Stahl 45 GOST 1050-88. Verbesserung der Wärmebehandlung НВ 240…255

Ausdauergrenzen

d =45mm

Abschnittsmodul

6.1.3 Berechnung der Wellenermüdung

Durchschnittliche Biegespannung

wo sind Skalierungsfaktoren,

wo laut Tabelle.

Beim Grooven.

Dann

Endlich bekommen wir

6.1.4 Lagerberechnungen

wo: V V =1 beim Drehen des Innenrings - Sicherheitsfaktor für Getriebe aller Bauarten. - Temperaturkoeffizient bei t≤100°С

Für Stütze B als am stärksten belastet

Dann

seitdem X=1, Y=0.

6.2. Berechnung der langsamlaufenden Welle.

6.2.1 Schema der langsamen Wellenbelastung

Abbildung 6.2 Wellenbelastungsdiagramm bei niedriger Drehzahl.

in der xy-Ebene.

in der yz-Ebene

Gesamtbiegemomente

6.2.2 Verfeinerte Schachtberechnung

Überprüfen wir die Richtigkeit der Bestimmung des Wellendurchmessers im Abschnitt unter dem Schneckenrad

Äquivalentes Biegemoment im Abschnitt

Für die Welle verwenden wir Stahl 45 GOST 1050-88. Verbesserung der Wärmebehandlung НВ 240…255,

Ausdauergrenzen

Zulässige Biegespannung

wobei: der Skalierungsfaktor ist. Bei d =70mm

Sicherheitsfaktor. Wir akzeptieren

Spannungskonzentrationsfaktor für Passfederverbindungen

Abschnittsmodul

Die Spannung im Abschnitt ist geringer als die zulässige, daher akzeptieren wir letztendlich den Durchmesser der Welle an der Stelle, an der das Lager eingebaut ist.

6.2.3 Berechnung der Wellenermüdung

Wir gehen davon aus, dass sich Normalspannungen aus Biegung in einem symmetrischen Zyklus und Tangentenspannungen aus Torsion in einem pulsierenden Zyklus ändern.

Am gefährlichsten ist der Abschnitt am Standort des Wurms.

Abschnitt Widerstandsmomente

Amplitude und Durchschnittsspannung des tangentialen Spannungszyklus

Amplitude der normalen Biegespannungen

Durchschnittliche Biegespannung

Ermüdungssicherheitsfaktoren für Normal- und Tangentialspannungen

wo sind Skalierungsfaktoren,

Spannungskonzentrationsfaktoren unter Berücksichtigung der Auswirkungen der Oberflächenrauheit.

wo laut Tabelle.

Einflusskoeffizienten der Oberflächenrauheit

Beim Grooven.

Dann

In Abwesenheit einer Schafthärtung.

Matergegenüber Spannungszyklusasymmetrie.

Endlich bekommen wir

Da der Schaft ziemlich stark ist.

6.2.4 Lagerberechnungen

Die äquivalente dynamische Belastung des Lagers wird durch die Formel bestimmt:

Wo:VRingrotationskoeffizient.V=1, wenn sich der Innenring dreht.

- Sicherheitsfaktor. für Getriebe aller Bauarten.

- Temperaturkoeffizient bei t≤100°С.

Zur UnterstützungDals am meisten geladen

Dann

Da X=1, Y=0.

Auslegung der Lagerlebensdauer

Aufgrund der Lebensdauer des Getriebes wird das Lager richtig ausgewählt.

7. Konstruktiver Aufbau des Antriebs

Wandstärke des Gehäuses und der Abdeckung

wir akzeptieren

wir akzeptieren

Dicke des Untergurts (Flansch)

Dicke des Obergurts (Flansch)

Dicke des unteren Körpergürtels

Dicke der Rumpfgrundrippen

Rippenstärke abdecken

Durchmesser der Fundamentschrauben

wir akzeptieren

Fußbreite bei der Installation von Sechskantschrauben

Abstand von der Schraubenachse bis zum Rand der Pfote

wir akzeptieren

Körperfußdicke

wir akzeptieren

Die übrigen Maße werden bei der Konstruktion der Zeichnung konstruktiv übernommen.

8. Überprüfen der Schlüsselverbindungen

Die Größe der Passfedern wählen wir je nach Wellendurchmesser aus

Wir akzeptieren Prismenschlüssel gemäß GOST 23360-78. Schlüsselmaterial: Stahl 45, normalisiert. Die zulässige Kollapsbeanspruchung der Seitenfläche, der Länge der Passfeder, wird mit 5...10 mm geringer als die Länge der Nabe angenommen.

Kraftzustand

Wellenanschluss mit Zahnrad 2, Anschlussdurchmesser 45mm.

Schlüsselteil, Schlüssellänge 40 mm.

Die Berechnung der verbleibenden Passfedern im Getriebe stellen wir Ihnen in tabellarischer Form vor

Tabelle 8.1 Berechnung von Passfederverbindungen.

Schaft-Nr.	, Nm	Din,mm			L, mm
ICH	16,5	30	10x8	5	40	12,2
II	274,3	50	16x10	6	80	42,6
II	274,3	80	22x14	9	70	28,6

Somit bieten alle Passfederverbindungen die angegebene Festigkeit und übertragen das Drehmoment.

9. Getriebeschmierung

Die Getriebeschmierung erfolgt durch Eintauchen des Getriebes in Öl, das so weit in das Gehäuse gegossen wird, dass die Räder etwa 15 bis 20 mm tief eingetaucht sind.

Ölbadvolumen V, m3 , ermittelt auf Basis von Öl pro 1 kW übertragener Leistung.

Mit den Innenmaßen des Getriebegehäuses: H = 415 mm L = 145 mm ermitteln wir die erforderliche Höhe des Öls im Getriebegehäuse

Wir akzeptieren Industrieöl N100A GOST 20799-75.

Wenn die Umfangsgeschwindigkeit der Räder mehr als 1 m/s beträgt, bedecken Ölspritzer alle Getriebeteile und Innenwandflächen und aus diesen Elementen austretende Öltropfen fallen in die Lager.

10. Auswahl und Berechnung der Kupplung

Basierend auf den Betriebsbedingungen dieses Antriebs wählen wir eine elastische Hülsen-Finger-Kupplung mit folgenden Parametern T = 125 Nm,D= 30mm,D= 120mm,L= 165 mm,l= 82 mm.

Abb. 10.1. Skizze der Kupplung

Wellenverschiebungen begrenzen:

- radial;

- eckig;

-axial.

10.1. Wir prüfen die elastischen Elemente auf Kollaps, vorausgesetzt, die Last wird gleichmäßig auf die Finger verteilt:

,

wo ist das Drehmoment, Nm,

- Fingerdurchmesser,

- Länge des elastischen Elements,

- Anzahl der Finger, = 6, weil< 125 Нм

10.2 Wir zählen auf die Beugung der Finger (Stahl 45).

с Spalt zwischen den Kupplungshälften, с = 3…5 mm.

Die ausgewählte Kupplung ist für den Einsatz in diesem Antrieb geeignet.

Abschluss

Der Elektromotor wandelt elektrische Energie in mechanische Energie um, die Motorwelle führt eine Drehbewegung aus, allerdings ist die Drehzahl der Motorwelle für die Bewegungsgeschwindigkeit des Arbeitskörpers sehr hoch. Dieses Getriebe dient zur Reduzierung der Drehzahl und Erhöhung des Drehmoments.

In diesem Kursprojekt wurde ein einstufiges Schneckengetriebe entwickelt. Ziel der Arbeit ist es, die Grundlagen des Designs zu erlernen und die Fähigkeiten eines Konstrukteurs zu erwerben.

Wichtige Konstruktionsanforderungen sind Wirtschaftlichkeit in Herstellung und Betrieb, Wartungs- und Reparaturfreundlichkeit sowie Zuverlässigkeit und Langlebigkeit des Getriebes.

Die Erläuterung enthält die Berechnungen, die zur Auslegung des Mechanismusantriebs erforderlich sind.

Liste der verwendeten Quellen

1. Dunaev P.F. Design von Komponenten und Teilen von Maschinen - M.: Higher School, 2008, - 447 S.

2. Kirkach N.F., Balasanyan R.A. Berechnung und Konstruktion von TeilenAShin.- Kh.: Osnova, 2010, - 276 S.

3. Chernavsky S.A. Kursdesign Maschinenteile. - M.: Maschinenbau, 2008, - 416 S.

4. Sheinblit A.E. Kursentwurf von Maschinenteilen: Lehrbuch für technische Schulen. M.: Höher. Schule, 2010. 432 S.

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