[McLaine]

Доброго времени суток!
Немного о себе. Работаю инженером-конструктором меньше года и к сожалению коллег у меня на работе нет, поэтому все решения приходится восемь раз проверять и обдумывать в соответствии с литературой. Наш завод занимается изготовлением лебёдок и прочего тягового, подъёмного оборудования.
Сейчас проектирую открытую передачу. Кинематическая схема во вложениях. Смысл: двигатель -> цилиндро-червячный редуктор (U=40,6 КПД=0,8) с полым выходным валом -> вал шестерня вставленная в полый вал -> колесо зубчатое передающее кр. момент на барабан.
Необходимые выходные данные:
Тяговое усилие F=71 000 Н при диаметре по центру каната D1=0,5 м, и линейная скорость v1=0,2 м/с при диаметре по центру каната D2=0,65 м. Момент на выходном валу редуктора получается приблизительно 2 кН*м. Согласно расчётам по книге "Детали машин" И.И. Устюгов при материале сталь 45 необходимый минимальный модуль 10. Это слишком много. Нужно 6. Передаточное число по хорошему должно составлять 7, но в силу ограничения в мощностях предприятия (можем нарезать зубчатое колесо диаметром не более 680 мм) передаточное число реальное получается меньше 6ти.
Итог по расчётам: При стале 45 с ТВЧ > НВ350 модуль 8, z1=13 z2=80 (U=6.15)/ Проверка на прочность - превышает допустимое напряжение на 30 %. Выносливость зубьев при изгибе считать не стал уже

Далее открыл Компас Shaft 3D и произвёл расчёты там. Удивительно но передача даже с 6ым модулем (z1=16 z2=80) проходит по всем показателям: по прочности запас практически в 3 раза, по выносливости при изгибе - кажется в 5 раз вообще.

Сам по себе напрашивается вопрос - как так? И что мне дальше с этим делать
Заранее спасибо всем кто постарается.

[Fogel]

Я бы поверил книжке, для верности проситав то же самое по какомунить "Курсовому проектированию деталей машин" Чернавского. Я вообще компасу не доверяю
P.S. Распаралель цепочку - поставь две косозубые ведуще шестерни и два колеса по краям барабана или поиграйся коэффициентом ширины венца.

[McLaine]

Сообщение от Fogel Я бы поверил книжке, для верности проситав то же самое по какомунить "Курсовому проектированию деталей машин" Чернавского. Я вообще компасу не доверяю P.S. Распаралель цепочку - поставь две косозубые ведуще шестерни и два колеса по краям барабана или поиграйся коэффициентом ширины венца.

Две косозубые ведущие шестерни? С коэффициентом ширины венца игрался, но чтобы прошло по прочности нужен 8ой модуль минимум и материал для изготовления колеса и шестерни сталь 40Х + нитроцементация с закалкой и последующей шлифивкой рабочих. поверхностей Не знаю, как у кого но у нас выше объёмной закалки никогда не доходит))

[Fogel]

Сообщение от McLaine Две косозубые ведущие шестерни?

А что такого? Шестерни нарезаются в разные стороны и выходит самая обычная шевронная передача разнесеная на две стороны барабана, ведущий вал ставится одним концом на дополнительную опору, другим загоняется в редуктор и имея осевую свободу делит крутящий момент пополам.

[McLaine]

Сообщение от Fogel А что такого? Шестерни нарезаются в разные стороны и выходит самая обычная шевронная передача разнесеная на две стороны барабана, ведущий вал ставится одним концом на дополнительную опору, другим загоняется в редуктор и имея осевую свободу делит крутящий момент пополам.

Это я понимаю. Шевронная передача - это конечно здорово, вот только зачем на столько усложнять конструкцию? +редуктор должен консольно висеть на вал-шестерне (у него нет собственного основания или же какой-то опоры отдельной). + весомо увеличиваются затраты по металлу - руководство не пропустит.

Никогда кстати не встречал открытой передачи непрямозубой Хотя у меня опыт работы вместе с учёбой конечно не 20 лет

[Serge Krasnikov]

Сообщение от McLaine Наш завод занимается изготовлением лебёдок и прочего тягового, подъёмного оборудования. Сейчас проектирую открытую передачу. Кинематическая схема во вложениях. Смысл: двигатель -> цилиндро-червячный редуктор (U=40,6 КПД=0,8) с полым выходным валом -> вал шестерня вставленная в полый вал -> колесо зубчатое передающее кр. момент на барабан. Необходимые выходные данные: Тяговое усилие F=71 000 Н при диаметре по центру каната D1=0,5 м, и линейная скорость v1=0,2 м/с при диаметре по центру каната D2=0,65 м. Момент на выходном валу редуктора получается приблизительно 2 кН*м. Согласно расчётам по книге "Детали машин" И.И. Устюгов при материале сталь 45 необходимый минимальный модуль 10. Это слишком много. Нужно 6. Передаточное число по хорошему должно составлять 7, но в силу ограничения в мощностях предприятия (можем нарезать зубчатое колесо диаметром не более 680 мм) передаточное число реальное получается меньше 6ти.

Ну вот она для примера ваша лебедка
http://www.gormash.com/cprod/3
С открытой передачей как вам и хотелось
Я бы не рекомендовал вам делать открытые передачи с модулем меньше 8, но как говорят решения за вами

Сообщение от McLaine +редуктор должен консольно висеть на вал-шестерне (у него нет собственного основания или же какой-то опоры отдельной).

Редуктора висящие на вал-шестерни считаются редукторами с реактивной опорой и по определению такую опору они должны иметь

Сообщение от McLaine Никогда кстати не встречал открытой передачи непрямозубой

Ну почему же, например кузнечно-прессовом оборудовании довольно таки распространенная вещь

Сообщение от McLaine Хотя у меня опыт работы вместе с учёбой конечно не 20 лет

Не бравируйте, здесь есть люди гораздо старше вас.

[Малевич]

Сообщение от McLaine Тяговое усилие F=71 000 Н при диаметре по центру каната D1=0,5 м... Момент на выходном валу редуктора получается приблизительно 2 кН*м ... передаточное число реальное получается меньше 6ти.

Не сходится что-то: момент на барабане 71х0,5/2 = 17,75 кН*м. На редукторе М = 17,75/6*0,95 = 3,1 кН*м, а не

Момент на выходном валу редуктора получается приблизительно 2 кН*м.

При увеличении же диаметра намотки до 0, 65 и момент будет соответственно больше.
Присоединяюсь к вышесказанному: считайте лучше по Чернавскому или Решетову. Пересчитывать не стану, но сдаётся мне, что для такой передачи модуль 6 мм - это очень мало.
ЗЫ: емнип, для открытых передач проектным является расчёт на изгибную прочность.

[McLaine]

Сообщение от Serge Krasnikov Ну вот она для примера ваша лебедка http://www.gormash.com/cprod/3 С открытой передачей как вам и хотелось Я бы не рекомендовал вам делать открытые передачи с модулем меньше 8, но как говорят решения за вами Редуктора висящие на вал-шестерни считаются редукторами с реактивной опорой и по определению такую опору они должны иметь Ну почему же, например кузнечно-прессовом оборудовании довольно таки распространенная вещь Не бравируйте, здесь есть люди гораздо старше вас.

Я и не спорил, что здесь есть намного опытнее меня люди - кстати именно поэтому и создал тему...

Далее по поводу редуктора с реактивной опорой. Консольная нагрузка на вал-шестерне слишком велика для обычного шарикового подшипника встроенного в опору редуктора (убили бы двух зайцев за раз) поэтому приходится мастерить отдельную опору на 2х роликовых подшипниках...

А пример лебёдки с открытой передачей не очень подходит так как диаметр реборды в моём случае значительно превышает максимально допустимый диаметр колеса (для завода) - это практически на 2 диаметра каната меньше.

Не сходится что-то: момент на барабане 71х0,5/2 = 17,75 кН*м. На редукторе М = 17,75/6*0,95 = 3,1 кН*м, а не При увеличении же диаметра намотки до 0, 65 и момент будет соответственно больше. Присоединяюсь к вышесказанному: считайте лучше по Чернавскому или Решетову. Пересчитывать не стану, но сдаётся мне, что для такой передачи модуль 6 мм - это очень мало.

Я писал, что передаточное число 6 - вынужденное. Необходимо конечно больше. Вот поэтому у Вас и не сходится. Кстати о закономерности роста плеча приложения нагрузки и увеличения плеча мне ивестно

6ой модуль - мало. Я так и думал. Но если 8ой - тогда передаточное маленькое очень или приходится с коррегированием делать шестерню (если не ошибаюсь при количестве зубьев меньше 13ти)

[Fogel]

могу предложить жутко простой способ расчета подобной игрушки - ...применяете цепную передачу и... все Цепь и шестерни выбираются буквально по паре таблиц, точность установки по минимуму, удобство монтажа по максимуму, в придачу гораздо безразличнее к грязи.

[Serge Krasnikov]

Сообщение от McLaine Далее по поводу редуктора с реактивной опорой. Консольная нагрузка на вал-шестерне слишком велика для обычного шарикового подшипника встроенного в опору редуктора (убили бы двух зайцев за раз) поэтому приходится мастерить отдельную опору на 2х роликовых подшипниках...

так то оно так, ну а как тогда вы будете удерживать сам редуктор...
Короче схему в студию.

[Малевич]

Сообщение от Fogel ...применяете цепную передачу

Если есть ограничения по диаметру, наверняка упрёмся в кол-во зубьев малой звёздочки, так как шаг выйдет солидный, (даже при двухрядной), а коэф. запаса прочности в цепях = 5 (емнип)

[McLaine]

Сообщение от Serge Krasnikov так то оно так, ну а как тогда вы будете удерживать сам редуктор... Короче схему в студию.

Вот. Только это старый вариант - с внутренним зацеплением, но по сути, опора под вал-шестерню остается такой же, как нарисовано.

Сообщение от Fogel; могу предложить жутко простой способ расчета подобной игрушки - ...применяете цепную передачу и... все Цепь и шестерни выбираются буквально по паре таблиц, точность установки по минимуму, удобство монтажа по максимуму, в придачу гораздо безразличнее к грязи.

Спасибо конечно за предложение, но с таким же успехом можно предложить было заменить цилиндро-червячный редуктор, скажем, на цилиндро-конический - передаточное число процентов на 15 больше, да и вообще можно изменить передаточное самого редуктора - тогда и передачу можно сделать адекватной (с U<4) Но, увы, я не технический директор

[Serge Krasnikov]

Сообщение от McLaine Только это старый вариант - с внутренним зацеплением, но по сути, опора под вал-шестерню остается такой же, как нарисовано.

Согласно этой схеме, если конечно у тебя редуктор подвесной, у тебя должен быть реактивный рычаг или опора со всеми вытекающими из этого последствиями, избавиться от последствий можно только если ты редуктор поставишь стационарно.
Последствия можно минимизировать ну например, как вот тутА

[McLaine]

Сообщение от Serge Krasnikov Согласно этой схеме, если конечно у тебя редуктор подвесной, у тебя должен быть реактивный рычаг или опора со всеми вытекающими из этого последствиями, избавиться от последствий можно только если ты редуктор поставишь стационарно. Последствия можно минимизировать ну например, как вот тутА

Я забыл уточнить, что тяги нет, т.к. её функции теряют смысл. В нашей конструкции двигатель в исполнении лапа-фланец закреплен стационарно (стоит на лапах). И даже если его снять редуктор не сможет провернуться, потому что между его корпусом и рамой имеются несколько накладок.

[Serge Krasnikov]

Сообщение от McLaine В нашей конструкции двигатель в исполнении лапа-фланец закреплен стационарно (стоит на лапах).

Ты хочешь сказать что он у тебя висит на эл.двигателе и на вал-шестерне, но тогда у тебя двигатель выполняет роль реактивной опоры и в результате ты получаешь те же самые силы как и от реактивного рычага
ЗЫЖ по моему ты дал не всю схему установки редуктора.

[Fogel]

Так и тянет уже посчитать вашу механизмену, но я с собой пока успешно борюсь. Редуктор цилиндрическо-цервячный? Дык для него передаточное в 40 это кажется не высший предел, а? Не проще взять такой же, но с большим передаточным? Подшипники в вашем валу расположены ну уж слишком близко, оттого у них и калибр такой, а вот в редукторе поставлены подшипники ничуть не хуже - за счет полого вала там роликовые еще и большего диаметра стоят, неужели не выдерживают нагрузку без лишних деталей? Я бы проверил. Сам такую штуку делал - шедущая шестерня на шлицевом валу была вставлена и все, все держало.

[McLaine]

Вложение 78239

Сообщение от Fogel Так и тянет уже посчитать вашу механизмену, но я с собой пока успешно борюсь. Редуктор цилиндрическо-цервячный? Дык для него передаточное в 40 это кажется не высший предел, а? Не проще взять такой же, но с большим передаточным? Подшипники в вашем валу расположены ну уж слишком близко, оттого у них и калибр такой, а вот в редукторе поставлены подшипники ничуть не хуже - за счет полого вала там роликовые еще и большего диаметра стоят, неужели не выдерживают нагрузку без лишних деталей? Я бы проверил. Сам такую штуку делал - шедущая шестерня на шлицевом валу была вставлена и все, все держало.

Да с подшипниками всё нормально, но вот консольная нагрузка на вал-шестерне слишком большая. Рекомендуемый диаметр вал-шестерни в опасном сечении, учитывая режим работы больше 200 мм. Чтобы уменьшить допустимый минимальный диаметр - уменьшаем плечо приложения усилия, т.е. ставим опору максимально близко к передаче (10-15 мм до крутящихся поверхностей).

Да, и ещё. Параметры редуктора в первом (опытном, так сказать) образце изменить нельзя. Он уже готов и теперь необходимо смастерить всё на этот привод. Просто когда выбирался редуктор (ранее делали, да и делаем сами) учитывалось, что передача будет с внутренним зацеплением с прежними характеристиками...

Выложил расчёт по Чернавскому. Кстати удалось изменить начальные (требуемые) характеристики лебёдки. Тяговое усилие теперь F=5 кН*м. Итого получилась передача с модулем 6 и межосевым - 315 мм.

Снова переигралось и теперь нужны оба варианта (для тягового усилия в 50 кН и 71 кН соотв6етственно). Расчёт на 71 кН добавил.

[Малевич]

В напряжениях изгиба куда делась НВ?

σ0Flimb =1,8 МПа

И в контактных то же самое: σ H limb = 2НВ + 70; так откуда значения "сигмы" ~2 МПа?
(Посмотрел бегло второй "doc"; возможно, есть ошибки с порядком величин).

Upd: дома вчерне прикинул на изгиб по старому Чернавскому/Ицковичу 1979 года. Размерности как в книге: [Н, мм] - во избежание лишней путаницы, а коэффициенты взяты из второго авторского расчёта. То же самое надо проделать и с контактным расчётом, хотя - повторюсь - со школы ещё отложилось, что для открытых передач контактное выкрашивание вторично. Желательно также повторить расчёт для шестерни, поскольку Yf сильно зависит от числа зубьев.
Ошибка ТС в том, что момент был взят в Н*м, а напряжения в МПа = Н/мм2, но со значением, заниженным раз эдак в 200. В каких единицах результат m = 4,71 - вопрос.
Модуль >10 получился вполне ожидаемым; можно попытаться согнать его в меньшую сторону, назначив другие свойства стали, пересмотрев коэфф. ширины венца и т.п. Но для данной схемы меньше 10 мм вряд ли получится. Имха.

[McLaine]

Сообщение от Малевич В напряжениях изгиба куда делась НВ? И в контактных то же самое: σ H limb = 2НВ + 70; так откуда значения "сигмы" ~2 МПа? (Посмотрел бегло второй "doc"; возможно, есть ошибки с порядком величин). Upd: дома вчерне прикинул на изгиб по старому Чернавскому/Ицковичу 1979 года. Размерности как в книге: [Н, мм] - во избежание лишней путаницы, а коэффициенты взяты из второго авторского расчёта. То же самое надо проделать и с контактным расчётом, хотя - повторюсь - со школы ещё отложилось, что для открытых передач контактное выкрашивание вторично. Желательно также повторить расчёт для шестерни, поскольку Yf сильно зависит от числа зубьев. Ошибка ТС в том, что момент был взят в Н*м, а напряжения в МПа = Н/мм2, но со значением, заниженным раз эдак в 200. В каких единицах результат m = 4,71 - вопрос. Модуль >10 получился вполне ожидаемым; можно попытаться согнать его в меньшую сторону, назначив другие свойства стали, пересмотрев коэфф. ширины венца и т.п. Но для данной схемы меньше 10 мм вряд ли получится. Имха.

Стыдно за НВ в напряжениях - что-то тупонул, простите! ПО поводу размерностей - только в последней формуле не умножил знаменатель под корнем на 10^6 (чтобы получить Па). В расчёте по контактным - всё правильно было.

Назначил материал 40х - УЛУЧШЕНИЕ, увеличил ширину венца до 90 мм, коэффициент ширины уменьшил почти на максимум и получил в итоге передачу z1=15, z2=80, m=8. По скорости проходим, по тяговому усилию почти в ноль. Приложил пересчитанный док. Кому интересно - посмотрите М.б. ошибки фатальные найдёте

Также приложил фотографию конструкции барабана в сборе в 2х вариантах - новом и старом. Как на ваш взгляд - слишком шаткая конструкция с венцом наружного зацепления?
Всем учавствующим в теме огромное спасибо

[Малевич]

Сообщение от McLaine что-то тупонул...

Бывает главное - вовремя замести следы перед начальством или чтоб в металл не пошло. Хорошо, когда рядом есть бывалый товарисЧ, а в своём соку вариться - печаль.
Посмотрел; снова по изгибу. Замечания есть:
1. Расчёт по консольной шестерне и коэфф. ширины ψbd = 90/(8х15) = 0,75 а не 0,47. В этом случае коэфф. неравномерности вырастет примерно до 1,55.
Хотя, строго говоря, такое значение ψ почти на пределе - при высоких требованиях к точности изготовления, монтажа (или взаимной регулировки) зубчатой пары.
2. ψbm = 90/8 = 11,25 а не 12,5. (Оно же ψbm = ψbd*z = 0,75*15). Это для модуля 8... а если 10, то при уточнении расчёта выйдет ещё меньше.
3. По пп. 1 и 2 расчётное значение модуля увеличится до 9,46 мм вместо 8,07. Свою имху на сей предмет уже доложил.
4. Шестая степень точности с производством обговорена? А то и здесь можете потерять в Kfv.
5. Мелкие опечатки: "отнулевой цикл", а не нулевой; в2 = 90 мм, в последнем результате запятую перенести. (Фигня, но на тот случай, если ещё кому расчёт попадёт).

[gomer]

Обычно зубчатое колесо назначают из более мягкой стали, чем шестерню, так как скорость вращения его меньше

[McLaine]

Сообщение от Малевич [color="DimGray"]Бывает главное - вовремя замести следы перед начальством или чтоб в металл не пошло. Хорошо, когда рядом есть бывалый товарисЧ, а в своём соку вариться - печаль.

Ситуация такая, что начальство в лице технического директора, говорит: "Давай просто из закрытой сделаем открытую с теми же параметрами и всё... Сталь - однозначно - 45, т.к. будет вальцованное кольцо под венец, а значит в качестве заготовки выступает горячекатаный лист".

1. Расчёт по консольной шестерне и коэфф. ширины ψbd = 90/(8х15) = 0,75 а не 0,47. В этом случае коэфф. неравномерности вырастет примерно до 1,55.

Коэф. ширины пересчитал по указанной формуле, только принял ширину шестерни 100 мм. В принципе ширина зубьев так и получалась на шестерне. Правда на колесе больше 75 мм не получится принять.

2. ψbm = 90/8 = 11,25 а не 12,5. (Оно же ψbm = ψbd*z = 0,75*15). Это для модуля 8... а если 10, то при уточнении расчёта выйдет ещё меньше.

Вышло 12,45 для ширины в 100 мм.

3. По пп. 1 и 2 расчётное значение модуля увеличится до 9,46 мм вместо 8,07. Свою имху на сей предмет уже доложил.

Ну никак не получается больше 8ого модуля, т.к. ограничены в мощностях. План шайба на станке зубофрезерном 680 мм, а значит это предельный диаметр колеса по вершинам. Ну если конечно передаточное не уменьшить в 1,5-2 раза, что при сложившейся ситуации невозможно...

4. Шестая степень точности с производством обговорена? А то и здесь можете потерять в Kfv.

Обговорена

5. Мелкие опечатки: "отнулевой цикл", а не нулевой; в2 = 90 мм, в последнем результате запятую перенести. (Фигня, но на тот случай, если ещё кому расчёт попадёт).

Тут в расчётах никто не смыслит в принципе, а попасть он может только к тем, кто скачает его отсюда

[Малевич]

Сообщение от McLaine принял ширину шестерни 100 мм. В принципе ширина зубьев так и получалась на шестерне. Правда на колесе больше 75 мм не получится принять.

Это как - длина зацепления по факту 75 мм? Расчётная ширина идёт по меньшему значению, хоть какую шестерню ставь.

Эскиз вчера не заметил; лучше бы, кмк, фланцевое крепление с узким центрирующим пояском. Венец, соответственно, Г-образный; болты + штифты на срез. Хотя, если заготовка вальцованная и с одного куска, вряд ли толщины её хватит на фланец. Тогда просятся рёбра между стаканом подшипника и посадочным кольцом.

Ситуация такая, что начальство в лице технического директора... не получается больше 8ого модуля, т.к. ограничены в мощностях.

Тогда можно было и не считать )) поскольку модуль чисто директивный. Вариант заказа зубчатой пары на стороне не рассматривается?

[McLaine]

Сообщение от Малевич Это как - длина зацепления по факту 75 мм? Расчётная ширина идёт по меньшему значению, хоть какую шестерню ставь. Эскиз вчера не заметил; лучше бы, кмк, фланцевое крепление с узким центрирующим пояском. Венец, соответственно, Г-образный; болты + штифты на срез. Хотя, если заготовка вальцованная и с одного куска, вряд ли толщины её хватит на фланец. Тогда просятся рёбра между стаканом подшипника и посадочным кольцом. Тогда можно было и не считать )) поскольку модуль чисто директивный. Вариант заказа зубчатой пары на стороне не рассматривается?

Ребра будут. В остальном согласен, но считать то нужно понимать как. Эта лебёдка будет использоваться в качестве механизма натяжения ленты конвеера. Очень сомневаюсь, что там необходимо тяговое усилие в 5 тонн даже, тем более в 7. А вот другое исполнение этой же лебёдки, которая ещё должна предусматривать свободный ход барабана, т.е. отключение привода при реверсе, т.к. с червячным редуктором размотка каната слишком долгий процесс. Так вот у неё тяговое усилие должно быть именно 7 тонн. Тут в любом случае пересчитывать и до боли вдумчиво нужно будет. Поэтому спасибо за советы, буду стараться. М.б. ещё тему создам если опять "упрусь в стену лбом"

[T-Yoke]

Чисто технологическое пожелание.
Валы в местах посадки подшипников и концы сделать с небольшим перепадом по диаметру (достаточно в пределах допусков на изготовление), так как посадочные места шлифуются с довольно высокими требованиями по точности и шероховатости, а остальная часть вала не требует этого. И удешевите изготовление и облегчите сборку подшипников.

[Fogel]

Не знаю конструктивных особенностей данной лебедки, поэтому посоветовал бы вал приварить к барабану, а подшипники вынести в стационарные опорные узлы - во первых они стандартизированы и их можно купить, во вторых со смазкой меньше заморочек и в третьих на этом можно сократить длину вала. Да и барабан выйдет пожестче с такой связью внутри.