Hyrje ............... .. ....................................... .. ............... ..2

1. Analiza e skemës kinematike ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. 2

2. Llogaritja kinematike e makinës ....................................... 3

3. Përcaktimi i parametrave cilindrikë gjeometrikë

tren………………………………………….…………..6

4. Llogaritja gjeometrike e ingranazheve të pjerrët ... ... ... 9

5. Përcaktimi i dimensioneve gjeometrike dhe llogaritjes

fuqia e boshtit të prodhimit ......................................................... .11

6. Kontrollimi i llogaritjes së mbajtjes ................................................................................ .16

7. Lista e referencave ................................. ..18

Gearbox - një mekanizëm i përbërë nga veshje ose rra

gear mbyllur në një strehim të veçantë mbyllur. reducer

i projektuar për të zvogëluar numrin e revolucioneve dhe, në përputhje me rrethanat, të rritet çift rrotullimi.

Kutitë e ndarjes janë të ndara sipas karakteristikave të mëposhtme:

Sipas llojit të transmisionit - dhëmbëzuar, krimb ose rra:

Nga numri i fazave - në një fazë (kur transferimi kryhet nga një palë rrota), dy, tre ose me shumë faza:

Sipas llojit rrota gear  - në cilindrik, konik ose konik-cilindrik;

Vendndodhja e boshteve të mjeteve në hapësirë ​​- në horizontale, vertikale, të prirur:

Sipas veçantive të skemës kinematike "me një koaksial të zhvilluar, me një hap të farkëtuar.

1. Analiza e skemës kinematike

Mekanizmi ynë përbëhet nga një makinë elektrike (1), një bashkim (2), një shtytëse (3), rrota nxitëse (4), një veshje me kokë (5), një veshje me kokë (6), boshte (7,6,9) dhe tre çifte kushinetat e rrotullimit. Fuqia në boshtin e shtyrë N 3 = 9.2 kW, shpejtësia këndore n 3 = 155 rpm, makina është projektuar për operim të vazhdueshëm, devijimi i lejuar i shpejtësisë

5%,

2. Llogaritja e lëvizjes kinematike

2.1. Përcaktoni efikasitetin e përgjithshëm të makinës

  h = h 1 * h 2 * h 3 3 * h 4

Sipas tabelës 5 (1) kemi

h 1 = 0,93 - transmetimi cilindrik i nxitjes së efikasitetit;

h 2 = 0.9 - efikasiteti konik   transmisionit;

h 3 = 0,98 - efikasiteti i kushinetave të rrotullimit;

h 4 = 0,98 - efikasiteti i bashkimit

h = 0.93 * 0.98 3 * 0.9 * 0.98 = 0.77

2.2. Përcaktoni fuqinë e motorit të vlerësuar

N DV = N 3 / h = 11.9 kW

2.3. Zgjidhni llojin e motorit sipas tabelës 13 (2). Ky është motori

A62 me vlerën më të afërt të fuqisë së madhe prej 14 kW. Kjo vlerë e fuqisë nominale korrespondon me shpejtësinë e rrotullimit prej 1500 rpm.

2.4. përcaktoj raportin e marshit  makinë

i = i nom / n 3 = 1500/155 = 9.78

2.5. Meqenëse mekanizmi ynë përbëhet nga një transmetim i mbyllur cilindrik dhe një i hapur veshje me pjerrësipastaj thyejnë numrin e transferimit në dy pjesë:

2.6. Ne specifikojmë raportin e përgjithshëm të marsheve

i = g.5 * 4 = 10

2.7. Përcaktoni devijimin maksimal të lejuar të shpejtësisë së rrotullimit të boshtit të daljes

   - devijimi i lejuar i shpejtësisë sipas detyrës.

2.8. Shpejtësia e lejuar e rrotullimit të boshtit të daljes, duke marrë parasysh devijimet

2.9. Njohja e raporteve të marsheve private përcakton frekuencën e rrotullimit të secilës bosht:

Kështu, shpejtësia e rrotullimit të boshtit të daljes është brenda kufijve të pranueshëm.

2.10. Përcaktoni çiftet e transmetuara nga boshtet e mekanizmit, duke marrë parasysh raportet e shpejtësisë dhe efikasitetin:

  2.11 Në mënyrë të ngjashme, ne përcaktojmë fuqinë e transmetuar nga boshtet.

2.12. Ndërtoni një grafik të shpërndarjes së çift rrotullues dhe fuqisë në boshtet e vozitjes

3. Përkufizimi parametrat gjeometrikë të shtytjes

3.1. Për rrota me kontur standarde origjinale, të prerë pa zhvendosur veglën e prerjes (x = 0), rekomandohet të zgjidhni numrin e dhëmbëve të ingranazhit në rangun nga 22 në 26. Zgjedhni Z 1 = 22

3.2. Numri i dhëmbëve të rrotave:

Z 2 = Z 1 * i 1 = 22 * ​​4 = 88

3.3. Përcaktoni distancën qendrore sipas formulës

ku K a - faktori ndihmës për veshje spirale të barabartë me 43;

  - raporti i gjerësisë së kurorës së vendosur në mënyrë simetrike në lidhje me mbështetësit, sipas tabelës 9 (3) është e barabartë me 0.4; - raporti i ingranazhit;
T 2 - çift rrotullues në boshtin me shpejtësi të ulët;

Tabela 3.1 (3) përcakton klasën e çelikut për ingranazhet - 40X. qëndrueshmëri >    45HRC: për timon - 40X. qëndrueshmëri

  350NV.

Sipas tabelës 3.2 (3) për veshje

  për timon   të destinuara për punë të gjatë.

Vlera e derivuar distanca qendrore  për ingranazhet jo standarde, raundi tek dimensioni më i afërt linear linear, A W = 100 mm.

3.4. Përcaktoni modulin e ingranazhit sipas formulës

ku K m, është koeficienti ndihmës, për gear kosozuby është 5.8;

  stresi i lejueshëm i përkuljes së materialit të rrotave me një dhëmb më pak të fortë sipas tabelës 3.4 (3).

Vlera e fituar e modulit është e rrumbullakuar deri në standardin nga rreshti p.59 (3). Për ingranazhet e fuqisë me një ngurtësi të një prej rrotave\u003e 45HRC. moduli është pranuar\u003e 1.5. prandaj marrim modulin m = 2.

3.5. Përcaktoni këndin e dhëmbëve për ingranazhin spiral:

3.6. Përcaktoni numrin total të dhëmbëve të ingranazhit dhe rrotave për ingranazhet spirale

Vlera që rezulton është e rrumbullakosur në një numër të plotë, pra Z = 100.

3.7. Përcaktoni numrin e dhëmbëve të marsheve

3.8. Përcaktoni numrin e dhëmbëve të rrotave

Z 2 = Z - Z 1 = 100 - 20 == 80

3.9. Ne përcaktojmë raportin aktual të ingranazhit dhe kontrollojmë devijimin e tij.

prandaj raporti i shpejtësisë është i saktë.

3.10. Ne përcaktojmë kryesore parametrave gjeometrikë  transfertat dhe tabelimin e tyre

parametrat	formulë	timon
1	Numri i dhëmbëve	Z 2	80
2	Moduli është normal, mm	m n = m	2
3	Këndi normal, mm		6,28
4	Këndi i konturimit të burimit
5	Këndi i dhëmbit
6	Moduli i fytyrës, mm		2,03
7	Këndi i fytyrës, mm		2,03
8	Raporti i kokës së dhëmbit	H	1
9	Raporti i dhëmbëve	Me rn\u003e 1	0.25
10	Diametri i rrethit të katranit, mm	d = Z * m t	162.4
11	Lartësia e kokës ndarëse të dhëmbit, mm	h a = h * m	2
12	Gjatësia e këmbës ndarëse të një dhëmbi, mm	H f = (h + C) * m	2,5
13	Lartësia e dhëmbit, mm	h = h a + h f	4.5
l4	Diametri i perimetrit të shpërthimit, mm	d a = d + 2 h a	166.4
15	Diametri i perimetrit të gropave, mm	d f = d - 2h f	155,4
16	Distanca e qendrës, mm	A = 0.5 (d 1 + d 2)	100
17	Gjerësia e kurorës, mm		40

4. Llogaritja gjeometrike e ingranazhit të pjerrët

4.1 përcaktohet diametri i katranit të rrotave

  të përcaktuara paraprakisht - koeficienti duke marrë parasysh shpërndarjen e ngarkesës përgjatë gjerësisë së kurorës, për rrotat e drejtimit është e barabartë me 1;

V N - koeficienti i llojit të rrotave konike, për nxitje është e barabartë me 1.

Vlera e përcaktuar e diametrit të jashtëm të rrotës është e rrumbullakosur në vlerën më të afërt nga seria e dimensioneve normale lineare të Tabelës 13.15 (3).

d e4 = 250 mm

4.2. Përcaktoni këndet e thithjeve të ingranazheve dhe rrotave

4.3. Përcaktoni distancën e jashtme konike

4.4. Përcaktoni gjerësinë e pajisjes së unazës

4.5. Përcaktoni modulin e qarkut të jashtëm

ku K f b - koeficienti duke marrë parasysh shpërndarjen e ngarkesës përgjatë gjerësisë së kurorës, është i barabartë me 1; (3)

V f = 0,85 - koeficienti i formës së rrotave të pjerrët. (3)

Meqenëse transmetimi është i hapur, ne e rrisim vlerën e modulit me 30%, që është, m = 5 mm.

4.6. Përcaktoni numrin e dhëmbëve të rrotave dhe të marsheve

4.7. Përcaktoni raportin aktual të shpejtësisë.

4.8. Përcaktoni diametrat e jashtëm të ingranazheve dhe rrotave:

ndarës

;

majat e dhëmbëve

= 109.28 mm; = 253.71   mm;

gropa të dhëmbëve

= 90,72  mm; = 246,3  mm;

do të thotë diametër katran

=85,7  mm; 214,25  mm.

5. Përcaktimi i dimensioneve gjeometrike dhe llogaritja e fuqisë së boshtit të daljes

5.1. Përcaktoni forcat që veprojnë në ingranazhin e marsheve konike:

rreth

radial

= 612 N, = 1530 N.

5.2 Zgjidhni materialin për boshtin sipas tabelës 3.2 (3). Kjo është çeliku 45 i përmirësuar me karakteristikat vijuese mekanike:

stresi i lejuar torsional

5.3. Përafërsisht përcaktojnë dimensionet gjeometrike të çdo hapi bosht:

Diametri i daljes

Merr d 1 = 45 mm.

Mbi këtë bazë, ne supozojmë diametrin nën mbajtjen d 2 = 50 mm.

5.4. Ne zgjedhim kushineta para-rolling. Tabela 7.2 (3) për ingranazhin e pjerrët kur n<1500 об/мин применяется подшипник роликовый конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d 2 = 50мм. Это подшипник легкой широкой серии 7510: d = 50мм, D = 90мм, Т = 25 мм, угол контакта 16 0 , C r =62 kH.

5.5. Ne tërheqim hapa boshtesh sipas madhësive të marra në llogaritjen e orientimit dhe përcaktojmë distancat midis pikave të zbatimit të reagimeve të kushinetave.

5.6. Vizatoni një diagramë të forcave në ingranazhin e pjerrësisë së ingranazhit.

5.7. Përcaktoni mbështetjet e reagimit:

a) aeroplan vertikal

b) të ndërtojë një komplot momente bending në seksionet karakteristike të A, B, C (Fig. 5.1)

c) aeroplan horizontal

Duke pasur parasysh kushtet dhe natyrën e operimit të mjeteve të hapura (mungesa e mbrojtjes nga ndotja nga grimcat gërryese dhe rritja e konsumimit të gërryesve me lubrifikim të dobët, deformimet e mëdha të boshtit, që çojnë në një rritje të zbrazëtirave në rrjetë, ngarkesa dinamike të rritura, forca e zvogëluar e dhëmbëve të konsumuar për shkak të uljes së zonës së tyre kryqore si rezultat i thyerjes së dhëmbëve), këto transmetime rekomandohet të llogariten nga stresi i përkuljes. Chipping nuk është vërejtur në këto ingranazhe, meqë shtresat sipërfaqësore të dhëmbëve konsumohen dhe largohen para se të shfaqen çarje të lodhshme.

Për llogaritjen e projektimit të ingranazheve të hapura në stresin e përkuljes, moduli lidhës përcaktohet nga shprehjet:

- për ingranazhet nxitëse

- për ingranazhet spirale

këtu: z  3 - numri i marsheve të marsheve të marsheve (shiko të dhënat origjinale);

  - Raporti i gjerësisë së rimatës së ingranazhit në krahasim me diametrin fillestar të marsheve, rekomandohet të caktohet për ingranazh të hapur = 0.1 ... 2.0;

Stresi i lejueshëm i prerjes së dhëmbëve të ingranazhit, N / mm2, përcaktohet në përputhje me pikën 2.3. ("Llogaritja e stresit të lejuar");

T  3 - momenti në veshje, Nm; ;

  -Shihni më lart, për llogaritjen e dizajnit të pranoni = 0.8;

- Shiko pic. 2.3;

Y F  3 - shih tab. 2.9.

Vlera që rezulton e modulit është e rrumbullakosur deri në vlerën e serive standarde të moduleve (shih § 2.5).

Duke ditur vlerën e modulit, përcaktojnë dimensionet gjeometrike të ingranazhit:

diametri i katranit - ose

diametri i majave të dhëmbëve -

diametri i thithjeve të dhëmbëve -

gjerësia e kurorës -

Saktësia e llogaritjes së diametrit të ingranazhit në 0.001 mm, gjerësia e ingranazhit të unazës është e rrumbullakosur në një numër të plotë nga dimensionet normale lineare (shih Tabelën 2.5). Një llogari e kontrollit të një transmetimi të tillë duke përdorur tensione të kontaktit kryhet në përputhje me pikën 2.6. ("Llogaritja e verifikimit të një transmetimi të mbyllur cilindrik").

2.8. Llogaritja e një ingranazhi të pjerrët të mbyllur

Rrotat konike të derdhura, në të cilat boshtet e boshteve ndërpriten në kënd (Figura 2.4), të ashtuquajturat ingranazhet ortogonale, kanë marrë aplikimin më të madh në industrinë e mjeteve.

Fig. 2.4

Llogaritja e projektit

Madhësia e përgjithshme kryesore e transmetimit - diametri i katranit të timonit në fundin e jashtëm - llogaritet me formulën:

,

ku E MPa;

T  2 - çift rrotullues në boshtin e rrotave, Nmm (shih par. 2.4);

Koeficienti i shpërndarjes së pabarabartë të ngarkesës përgjatë gjatësisë së dhëmbit përcaktohet nga grafikët në fig. 2.5.

këtu K të jetë  - raporti i gjerësisë së ingranazhit të unazës në lidhje me distancën e konëve të jashtme, K të jetë = b w / R e  . Rekomandoni të pranoni. Vlerat më të vogla janë të përshkruara për ingranazhet e patrajtuara kur H  1 dhe H  2\u003e 350 HB ose V\u003e 15 m / s.

Fig. 2.5

Më e zakonshme në vlerën reduktorostroyenii K të jetë  = 0.285, atëherë shprehja e mëparshme për përcaktimin e diametrit të katranit në pjesën e jashtme të rrotave merr formën

,

ku u  p - Raporti i vlerësuar i ingranazhit të ingranazhit të pjerrët, ose u p = z 2 / z 1 .

Llogaritja gjeometrike

Përcaktoni diametrin e katranit të marsheve në fundin e jashtëm.

Vlera përcakton numrin e dhëmbëve të marsheve:

në H  1 dhe

në H  1 dhe.

Vlera e llogaritur z  1 raundi në numër të plotë.

Fig. 2.6

Përcaktoni numrin e dhëmbëve të rrotave.

Vlera e llogaritur është e rrumbullakosur në numrin më të afërt të tërë. Pas kësaj është e nevojshme të qartësohet:

Raporti i marshimit,

Këndi i katranit të kononit të rrotave

Këndi i katranit të kononit të marsheve,

Moduli i Rrethit të Jashtëm .

Rekomandohet të raundit m e  në vlerën standarde m e  f për një numër të moduleve: 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 8; 10. Pas kësaj, specifikoni vlerat e diametrit.   dhe .

Llogaritni vlerën e distancës së transmetimit të konit të jashtëm (Fig. 2.4).

Gjerësia e punës së pajisjes së unazës është përcaktuar si.

Vlera që rezulton është e rrumbullakosur në afërt të një sërë dimensionesh lineare lineare (Tabela 2.5).

Përcaktoni modulin e llogaritur të pajisjes në pjesën e mesme të dhëmbit

Me këtë vlerë gjetur m m   mos rrumbullakosuni!

Llogaritni lartësinë e jashtme të kokës së dhëmbit.

Lartësia e jashtme e këmbës së dhëmbit përkufizohet si.

Diametri i jashtëm i majave të dhëmbëve të rrotave llogaritet me formulën.

Këndi i këmbës së dhëmbit llogaritet me formulën .

Kontrolloni llogaritjen

Kur llogaritni qëndrueshmërinë e dhëmbëve të rrotave në kontaktet e stresit kontrolloni gjendjen

,

ku E  pr - moduli i reduktuar i elasticitetit, për rrota çeliku MPa;

  - momenti i kthesës në veshje, Nmm ,;

VLERËSIMI I PERFORMANCËS SË TRANSMISIONEVE CYLINDRIKE TË TOKËS

P l dhe l në c dhe u

1. Kushtet e performancës.

2. Dizajnimi i ngarkesave specifike.

3. Algoritmi i dizajnit të ingranazhit.

4. Llogaritjet e ingranazheve në forcën e kontaktit. Programi

5. Përcaktimi i stresit të përkuljes. ZUCF program.

6. Karakteristikat e llogaritjeve të ingranazheve spirale dhe spirale.

1. Kushtet e shëndetit

Transferimi i ngarkesës në ingranazh ndodh si rezultat i kontaktit të profileve anësore të dhëmbëve të çiftëzimit. Nën veprimin e forcave të presionit, dhëmbët janë në gjendje stresi komplekse. Në këtë rast, të dy sipërfaqet e dhëmbit (kontakti linear) dhe të gjithë volumin e dhëmbit janë të ngarkuar. Prandaj, efikasiteti i transferimit vlerësohet nga fuqia e kontaktit të sipërfaqes anësore të dhëmbëve dhe fuqia pjesa më e madhe e dhëmbit nën ngarkim kompleks. Vlerësimi i fuqisë së dhëmbëve është i ndërlikuar nga veprimi i një ngarkese të ndryshueshme në dhëmb, duke ndryshuar në një cikël pulsues me ndërprerje.

Me forcën e kontaktit të pamjaftueshëm të sipërfaqes së dhëmbëve ndodh prerja e lodhjes së sipërfaqeve të punës.

Dështimet e dhëmbëve janë kryesisht lodhje në natyrë dhe ndodhin ose gjatë mbingarkesës së transmetimit ose kur forca e tyre e madhe është e pamjaftueshme. Nën ngarkimin pjesa më e madhe e dhëmbëve, lloji kryesor i deformimit është bending. Prandaj, vlerësimi i fuqisë pjesa më e madhe e dhëmbëve kryhet zakonisht nga devijimi i deformimit. Kështu, në marshimin gjatë vlerësimit të performancës së përdorimit të dy kushteve:

a) gjendjen e forcës kontaktuese të sipërfaqes

Kushtet për optimizimin e parametrave të transmetimit. Veshjet standarde

naya gearing siguron vazhdimësinë e kontaktit të dhëmbëve në procesin e punës dhe një raport konstant gear brenda lejuar

gabim. Për një transferim të tillë, kriteri kryesor për kapacitetin e punës është për të siguruar kontaktin dhe forcën e përkuljes së dhëmbëve. Prandaj, funksioni kryesor i optimizimit objektiv për ingranazhet e mbyllura do të shprehet nga gjendja e fuqisë kontaktuese të sipërfaqes së dhëmbëve me një nën ngarkesë të lejuar prej 20% të pajisjes dhe mbingarkesës së saj prej 10%, dmth.

0.8 H / H 1.1,

ku H është stresi aktual i kontaktit në sipërfaqen e dhëmbit, N / mm2; H është stresi i lejuar i kontaktit për materialin e rrotave.

Një funksion i tillë objektiv, për shkak të pamundësisë së një zgjidhjeje unike, ka një numër të madh opsionesh.

Në të njëjtën kohë, është e dëshirueshme të prezantohet një numër i kushteve shtesë të projektimit dhe operimit për ingranazhin: sigurimi i forcës optimale të përkuljes së dhëmbëve, dimensionet minimale dhe pesha, moduli standard dhe distanca qendrore, minimumi i devijimit të raportit të ingranazhit, inercia minimale e transmetimit etj. kushtet ju lejojnë të futni në llogaritjen e funksioneve shtesë kufizuese dhe në këtë mënyrë të zvogëloni numrin e parametrave të ndikimit të padeklarueshëm.

Në metodën në fjalë, paraqiten kushtet e mëposhtme për funksionet kufizuese:

forca optimale e përkuljes së dhëmbëve: për veshje

0.8 F W / F W 0.1,

për timon

0.8 F në / F në 1.1;

numri minimal i dhëmbëve;

devijimi minimal i raportit të ingranazhit;

sigurimi i vlerave standarde të modulit dhe distancës qendrore;

minimizuar shpërndarjen e pabarabartë të ngarkesës përgjatë gjatësisë së dhëmbit duke minimizuar gjerësinë e kurorës;

këndi minimal i pjerrësisë së dhëmbëve nga gjendja e mbivendosjes në fund;

masa minimale dhe momenti i inercisë së rrotave;

faktorët optimale të kompensimit të mjeteve nga gjendja e forcës më të madhe të dhëmbëve;

fortesia optimale dhe shkalla e materialit nga kushtet e operimit. Sa i përket performancës, ju duhet të bëni një numër të rëndësishëm

shtesat që marrin parasysh specifikat e ngarkesës, dizajnit dhe kushteve të operimit të mjeteve.

2. Ngarkesat e parashikuara të njësisë

Në hartimin e diagrameve të projektimit për ingranazhet, skematizimi i ngarkesës kryhet duke futur një ngarkesë specifike të vlerësuar, e cila nënkupton ngarkesën ekuivalente nga forca periferike F t për njësi të gjerësisë së punës rrota gear. Nëse përcaktojmë ngarkesën specifike përmes q, atëherë vlera e saj mund të përcaktohet nga shprehja

ku K është faktori i ngarkesës; b w është gjerësia e punës së ingranazhit. Faktori i ngarkesës është futur për të kompensuar për të parregjistruar

streset shtesë që lindin nga ngarkimi kompleks i dhëmbëve, dizajni dhe funksionimi i rrotave. Problemi i zgjedhjes së vlerës së faktorit të ngarkesës në ingranazhet - një nga më të vështirat.

Sipas metodës së llogaritjes së ingranazheve të pavëzuara, të rekomanduara nga GOST 21354-75, vlerat e faktorit të ngarkesës përcaktohen nga varësitë e mëposhtme:

K HK Hβ K Hα K Hv,

K FK Fβ K Fα K Fv,

ku KH β, KF β - faktorët e përqendrimit të ngarkesës për gjerësinë e veshje unazore, respektivisht me qëndrueshmëri kontakti dhe përkulje; KH α, KF α - koeficientët, duke marrë parasysh shpërndarjen e ngarkesës në mes të dhëmbëve, respektivisht me qëndrueshmëri kontakti dhe lakimi; KH ν, KF ν - koeficientët, duke marrë parasysh ngarkesë dinamike në rrjetë, respektivisht, me qëndrueshmëri kontakti dhe përkulje.

Për të përcaktuar vlerat e koeficientëve në literaturë jepen grafikët përkatës, tabelat, formulat dhe varësitë e përafërta. Shqyrto këto varësi.

Faktori i shpërndarjes së ngarkesës ndërmjet dhëmbëve përcaktohet nga varësitë për ingranazhet spirale:

K H α (0, 0026ST 0, 013) v 0, 027ST 0.84;

KF α	4 εα	1 ST 5
		4εα

ku ST është shkalla e saktësisë së transferimit; v është shpejtësia periferike e dhëmbëve; εα është faktori mbivendosjes përfundimtar.

Për rrota nxitëse, vlerat e të dy koeficientëve supozohet të jenë të barabarta me një.

				Tabela 6.1
		Vlerat e koeficienteve H dhe F
	Lloji i transmetimit	koeficientët	Ngurtësinë sipërfaqësore
	të nxisë
	spiral

Në llogaritjet e projektimit, kur dimensionet e rrotave janë të panjohura, shpejtësia rrethuese e lëvizjes mund të përcaktohet përafërsisht nga formula

ku q Hv, q Fv - forca dinamike specifike periferike, N / mm. Vlerat e këtyre forcave duhet të kënaqin marrëdhëniet e mëposhtme:

qHv δ H g0 vaw i qpre;

qFv δ F g0 vaw i q para.

Këtu H, F janë koeficientët që marrin parasysh llojin e ingranazhit (Tabela 6.1); g 0 është koeficienti që merr parasysh efektin e ndryshimit në hapat rrethoral të rrotave;

Vlerat e faktorëve të përqendrimit të ngarkesës për gjerësinë e ingranazhit të unazës varen nga raporti i gjerësisë së brezit të unazës bd = b w / d w dhe numri i qarkut të përdorur për montimin e rrotave:

kur ngurtësia e dhëmbëve sipërfaqe HB 350

K H = 1 + 0.51bd / NS;

me fortësi HB\u003e 350
K H = 1 + 1.1bd / NS;	K F = 1 + 1.8bd / NS,

ku NS është numri i qarkut, duke marrë parasysh vendndodhjen e rrotave dhe karakteristikat e tjera të transmetimit në krahasim me mbështetësit.

3. Llogaritjet e ingranazheve në forcën e kontaktit.

Kur vlerësohet performanca e gjendjes së qëndrueshmërisë kontakti (6.1), është e nevojshme të llogaritet stresi aktual i kontaktit që ndodh në sipërfaqet anësore të dhëmbëve.

Studimet eksperimentale tregojnë se shkatërrimi i profileve të dhëmbëve fillon në vendet që ndodhen në zonën e qarqeve fillestare. Për të përcaktuar tensionet e kontaktit, mund të përdorni formulën Hertz-Belyaev për të llogaritur tensionin maksimal në zonën e kontaktit të dy cilindrave nga një kontakt linear:

ku është moduli i elasticitetit; ρ është rrezja e reduktuar e lakimit të sipërfaqes; μ është raporti i Poisson-së.

Për të marrë parasysh specifikat e ngarkesës dhe kushtet operative të ingranazheve në formulën (6.13), duhet të futni një numër shtesash.

Përcaktoni tensionin për ingranazhin në momentin kur pika e kontaktit të dhëmbëve është në polin e ingranazhit P (Fig. 6.2).

Intensiteti i ngarkesës q, me të cilin dhëmbët e rrotave janë shtypur me njëra-tjetrën, gjejmë nëse ndahet forca e përgjithshme e llogaritur F n nga gjatësia e vijës së kontaktit, i.

q = Fn / l.

Për transferimin me dhëmbë të zhdrejtë, forca e përgjithshme e llogaritur e presionit të dhëmbëve do të përcaktohet përmes forcës rrethuese F t dhe faktorit të ngarkesës K H:

		F tK H

ku α është këndi i profilit të dhëmbit; β - këndi i pjerrësisë së dhëmbit.

Duke pasur parasysh se gjatësia e dhëmbit l në ingranazhin hinkë varet nga këndi i pjerrësisë β, gjerësia e rrotave b w dhe raporti i mbivendosjes së dhëmbit, ne rishkruajmë lidhjen (6.3) si vijon:

F tK Hcosβ

F tK H

cos α cosβ b K

cosα b K

ku është K

- koeficienti

shkallët e mbivendosjes;

nxisin ingranazhet

Për veshje helikale K =.

Tregoni q

Pastaj varësia e mëparshme merr formën

q qt

cos α K

Në kontaktin e dhëmbëve në pol, rrezet e lakimit të mbështjellë

dhëmbët 1 = n 1 dhe

N 2.

ρ1 O 1 P sin α

Duke marrë parasysh

ΔО 1 N 1 P dhe ΔО 2 N 2 P (oriz

dhe ρ2 O 2 P sin α,

përcaktoj

mundësuar

lakim

konjuguar

sipërfaqja:

ρ1 ρ2

d w 1 sin αd w 2 sin α

sin α

2cosβ

ku d w 1 dhe d w 2 janë diametrat fillestarë të rrotës së parë dhe të dytë; d w 1 = O 1 P dhe d w 2 = O 2 P; shenja plus përdoret për angazhim të jashtëm; minus shenjë - për të brendshëm.

Pas transformimeve përkatëse që marrim

d w 1 sin αi

2 i 1 cosβ

Zëvendësoni vlerat e q dhe ρ nga shprehjet (6.15) dhe (6.17) në varësinë

(6.14) kemi marrë

0H 0, 418

q i E 2i 1 cosβ

cos α K ε 1 μ2

d w 1 sin αi

Për llogaritjet praktike sipas GOST 21354-75, në vijim

legend:

- koeficienti duke marrë parasysh vetitë mekanike

materialet e çiftëzimit;

- koeficienti duke marrë parasysh formën

konjuguar

sipërfaqet e dhëmbit në polin e angazhimit;

Z ε1 / K ε

- koeficient duke marrë parasysh gjatësinë totale të kontaktit

linjat e lundrimit.

Me këto nota, varësia (6.18) do të marrë formën

ζ HZ m ZHZ ε

qi i1

dw 1 i

Formula (6.19) lejon llogaritjen e kontaktit të stresit për nxitjen dhe ingranazhet spirale të ingranazheve të jashtme dhe të brendshme.

4. Përcaktimi i stresit të përkuljes

Kur vlerësohet stresi i përkuljes, supozohet se dhëmbi i rrotave të shtyrë përjeton streset më të mëdha në fillim të angazhimit dhe tërë ngarkesa është transferuar nga një palë dhëmbësh gjatë gjithë periudhës së angazhimit. Studimet eksperimentale tregojnë se gabimet e prodhimit që çojnë në mospërputhje në hapat rrethorë nuk kompensohen plotësisht nga deformimet e dhëmbëve. Si rezultat, dhëmbët më të ngarkuar do të jenë në fillim dhe në fund të angazhimit.

Dizajni i dhëmbit mund të përfaqësohet në formën e një rrezeje të ngurtësuar të ngarkuar me forcë normale F të aplikuar në majë të dhëmbit (Fig. 6.3). Fuqia frike që lind fr midis dhëmbëve çon në

forca normale e këndit të fërkimit. Madhësia e forcës F "është gjetur nga formula

F "= F / cos.

Duke përdorur teknikat e skematizimit, ne tërheqim akset e koordinatave xOz duke zhvendosur origjinën nga pika e kryqëzimit të vijës së forcës F

në pikën O në boshtin e simetrisë së dhëmbit dhe boshtin që tregon së bashku. Do të transferojë

në pikën O të forcës F dhe, duke shtuar me forcën e fërkimit, marrim forcën F ".

Ne zgjerojmë forcën F në përbërësit Q të gjatësisë dhe në tërësinë Q:

dhe Q - qethje tërthore dhe deformime të përkuljes. Kështu, dhëmbi po përjeton një deformim kompleks. Analiza e pozitës së seksionit të rrezikshëm të dhëmbit tregon se një seksion i tillë në dhëmb është i vendosur në një distancë l x nga pika O dhe ka gjerësinë e dhëmbit në këtë vend S z.

Streset shtypëse janë të vogla në krahasim me streset e përkuljes. Prandaj, streset e përgjithshme normale në një seksion të rrezikshëm varen kryesisht nga

Zakonisht, llogaritja e dhëmbit kryhet në anën e dhëmbit në të cilin ndodhen fibrat e shtrirë, pasi që çarje të lodhjes shfaqen më shpejt atje. Në këtë rast, varësia (6.22) merr formën

		ζ ζ e ζ szh.
		F tr
		Stresi i përkuljes
	S z 2

Duke shprehur forcën F "nëpërmjet forcës periferike F t, shumëfishoni numeratorin dhe emëruesin e shprehjes (6.24) me modulin m. Ne marrim

		F tK F	6l x m cos α				m sin α
					cosα cos
							S cos cos cos

Shprehja në kllapa quhet raporti i dhëmbitdhe është shënuar nga Y F.

formula e formulës përfundimtare për llogaritjen e stresit të përkuljes

në transmetimi i shpejtësisë ka formën

			F β m
ku Y - koeficienti duke marrë parasysh				ndryshim			stresi i përkuljes
varësisht nga këndi i pjerrësisë së dhëmbit;
Y 1 β0
Faktori i dhëmbit			varet nga				numrat e dhëmbëve të rrotave dhe

koeficienti i zhvendosjes së konturit origjinal. Vlerat e tij jepen në tabela ose grafikë në literaturën referuese. Përafërsisht vlera e Y F mund të llogaritet me formulën

Y F 3.6 1 2.8 x 0.93 Z v 112x 2 154x 71Z v 2, (6.28)

ku x është koeficienti i zhvendosjes; Z v = Z / cos3 është numri i reduktuar (ekuivalent) i dhëmbëve.

6. Karakteristikat e llogaritjeve të spiralës

dhe që nxisin ingranazhet

Në fig. 6.4, dhe shifra është treguar cilindrikenë fig. 6.4, b - Skema e transmetimit spiral.

Në rrota spirale dhe zhurnale, dhëmbët nuk janë të vendosura përgjatë gjeneratorit të cilindrit ndarës, por formojnë një kënd β me të (fig.6.4).

Për prerjen e dhëmbëve spiralë, përdoret i njëjti mjet si për ingranazhet nxitëse. Prandaj, profili i një dhëmbi të zhdrejtë në një seksion normal n -n përkon me profilin e një dhëmbi të drejtë me modulin përkatës standard.

Në pjesën fundore, parametrat ndryshojnë në varësi të këndit β: katranit rrethor P t P n / cos;

moduli i qarkut m t m n / cos.

Indekset n dhe t korrespondojnë me parametrat në seksionet normale dhe në fund, respektivisht.

Fuqia e një dhëmbi varet nga forma dhe madhësia e tij në një seksion normal, i cili korrespondon me një veshje ekuivalente që ka një diametër të barabartë d v dhe një numër ekuivalent dhëmbësh Z v: d v = d / cos2

dhe numri i dhëmbëve Z v = Z / cos3.

ndryshe nga dhëmbët e drejtpërdrejtë, dhëmbët e zhdrejtë nuk angazhohen menjëherë përgjatë gjithë gjatësisë, por gradualisht, dhe të paktën dy palë dhëmbësh janë në angazhim. Kjo shpjegon funksionimin e qetë të ingranazheve spirale, zvogëlimin e zhurmës dhe ngarkesat e tjera dinamike. Këndi i anulimit të rekomanduar β =  8-20 º, për rrota ulliri β = 25-40º.

Forcat në ingranazh.Në ingranazhet spirale (Fig. 6.5), forca normale F n vepron midis dhëmbëve. Për lehtësimin e llogaritjes, kjo forcë është e parashtruar

në tre përbërës: forca periferike F t = 2T / d; forca aksiale F a = F t / tg; forca radiale F r F "t tgw F t tgw cos β.