Быстроходный вал редуктора: Входные и выходные валы редукторов

alexxlab | 21.06.1980 | 0 | Разное

Быстроходный вал – редуктор – Большая Энциклопедия Нефти и Газа, статья, страница 1

Быстроходный вал – редуктор

Cтраница 1

Быстроходный вал редуктора двусторонний: один конец закрыт кожухом, другой соединен с электродвигателем с помощью эластичной муфты. Вал может быть повернут, при этом вторая шестерня используется как запасная.  [1]

Быстроходный вал редуктора соединен с валом двигателя с помощью зубчатой муфты, расположенной внутри корпуса редуктора. На свободном конце вала двигателя установлен шкив / колодочного тормоза, приводимого в действие электрогидравлическим толкателем. На выходном валу редуктора установлен барабан 5 с закрепленным на нем концом каната. При включении двигателя приводится во вращение барабан 5 лебедки; при этом канат, к которому прикрепляется груз, наматывается на барабан или сматывается с него, производя подъем или спуск груза. Направление вращения барабана изменяют путем реверсирования электродвигателя. На втором конце быстроходного вала редуктора установлен электроиндукционный ( вихревой) тормоз 2, например типа ТМ-4, предназначенный для плавного регулирования скорости опускания груза. Такие лебедки широко используют при монтажных, ремонтных и строительных работах.  [2]

Быстроходный вал редуктора соединяется с электродвигателем при помощи муфты предельной нагрузки, которая при натяжении проволоки усилием 0 80 – 1 кН через датчик давит на толкатель микропереключателя и включает электродвигатель. При этом на панели управления включается световой аварийный сигнал.  [4]

Быстроходный вал редуктора соединен эластичной муфтой с валом электродвигателя, а выходной, тихоходный – эластичной муфтой с парой цилиндрических зубчатых колес с двумя кулачковыми муфтами. Кулачковые муфты соединены с двумя барабанами, предназначенными для намотки монтажного и грузового канатов. Управляют муфтами с помощью рычага переключения, сблокированного с ними так, что при включении одной муфты вторая выключается. Для предотвращения самопроизвольного вращения барабанов в момент переключения установлены пружинные фиксаторы.  [6]

Быстроходный вал редуктора, показанного на рис. 2.8, б, должен иметь свободу осевого перемещения ( плавающий вал), что обеспечивается соответствующей конструкцией подшипниковых узлов; в редукторе, показанном на рис. 2.8, а, свободу осевого перемещения, кроме того, должен иметь тихоходный вал. При соблюдении указанного условия передаваемая мощность распределяется поровну между параллельно работающими парами зубчатых колес.  [7]

Быстроходный вал редуктора соединен с валом двигателя зубчатой муфтой, расположенной внутри корпуса редуктора. На свободном конце вала двигателя установлен тормозной шкив 5 колодочного тормоза с приводом от электрогидравлического толкателя. Выходной вал редуктора соединен с валом барабана 1, на котором жестко закреплен конец каната. При включении двигателя приводится во вращение барабан лебедки; при этом в зависимости от направления вращения ротора двигателя канат, к которому прикреплен груз, наматывается на барабан или разматывается, производя подъем или опускание груза.  [8]

На быстроходном валу редуктора установлена тормозная шайба 3 с электромагнитным тормозом 4 и аварийный электродвигатель подъема б типа GT-700, питающийся от 24 – е аккумуляторной батареи 14 типа 6 – СТЭ-128.  [9]

На быстроходном валу редуктора закреплен шкив ременной передачи, связанный с основным и вспомогательным приводами. Основной привод ( электродвигатель и клиноременная передача) предназначен для вращения корпуса смесителя в процессе смешивания. Вспомогательный привод ( мотор-редуктор и клиноременная передача) служит для установки корпуса в вертикальном положении при загрузке материала и выгрузке продукта.  [10]

Так как быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя ( dn 42 мм), а соединительные муфты имеют ограничение в разности диаметров полумуфт, то увеличиваем полученное значение диаметра. Принимаем конструкцию выходного конца вала со шлицами прямоугольного профиля зубьев легкой серии по СТ СЭВ 188 – 75 zXdxD 8x32x36 мм.  [12]

На концах выходного быстроходного вала редуктора посажены тормозной шкив диаметром 300 мм и цепное колесо z 51 для привода от подъемного электродвигателя.  [13]

Мощность на быстроходном валу редуктора при скорости вращения 1475 об / мин составляет 20 кет. Вес редуктора ( без масла) равен 240 кг.  [15]

Страницы:      1    2    3    4    5

6.1.3 Быстроходный вал редуктора

рис. 3

а) Сила, действующая на выходной конец вала со стороны муфты :

Силы реакций в опорах вала :

б) Силы реакций в опорах вала от радиальной осевой нагрузки :

Данные силы реакций находятся в плоскости XZ :

осевая сила=0

в) Силы реакций в опорах вала от окружной нагрузки :

Данные силы реакций находятся в плоскости YZ :

г) Суммарные силы реакций в опорах быстроходного вала :

2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

См. приложение 2

6.3 Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность

Наиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора, таким образом проведем для него следующие расчеты :

– расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность;

– расчет по напряжениям усталости;

Исходные данные для расчета :

Марка стали	Твердость (не ниже)	Механические характеристики Н/мм2
45	270	900	650	390	380	230

16

Предположительно, наиболее опасным сечением относительно совместного изгиба и кручения является сечение 1 :

Осевой момент сопротивления сечения :

Момент сопротивления сечения при кручении :

Эквивалентное напряжение :

Запас по статической прочности (коэффициент запаса) :

Предположительно, наиболее опасным сечением относительно усталостной прочности является сечение 2 :

Расчет сечения 1 на сопротивление усталости :

Амплитуда напряжений цикла в опасном сечении :

Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении

Пределы выносливости вала :

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Расчетный коэффициент запаса прочности :

Таким образом условие сопротивления усталости для сечения 2 выполнено.

6.4 Подбор подшипников

а) Подбор подшипников качения для опор тихоходного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала		32	мин-1
Диаметр вала		65	мм
Требуемая долговечность подшипников		8000	ч
Эквивалентная сила реакции в опоре A		6646	Н
Эквивалентная сила реакции в опоре Б		8304	Н

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 213 :

	Размеры				Грузоподъемность (кН)
	d	D	b	R	Cr	C0r
213	65	120	23	2.5	72.7	56.7

Наиболее нагруженной является опора Б, следовательно расчет будем проводить для нее. Таким образом, получаем :

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 213

19

б) Подбор подшипников качения для опор быстроходного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала		720	мин-1
Диаметр вала		30	мм
Требуемая долговечность подшипников		8000	ч
Эквивалентная сила реакции в опоре A		4407	Н
Эквивалентная сила реакции в опоре Б		4051	Н

В качестве «плавающей» опоры принимаем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2206 :

	Размеры				Грузоподъемность (кН)
	d	D	b	r	Cr	C0r
2206	30	62	16	1.5	17,3	11,4

Наиболее нагруженной является опора А, следовательно расчет будем проводить для нее. Таким образом, получаем :

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник не подходит.

принимаем подшипники роликовые радиальные средней серии 2306 :

	Размеры				Грузоподъемность (кН)
	D	D	b	r	Cr	C0r
2306	30	72	19	2	30.2	20.6

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники роликовые радиальные средней серии 2306

в) Подбор подшипников качения для опор промежуточного вала

Исходные данные для расчета :

Частота вращения вала		128,37	мин-1
Диаметр вала		35	мм
Требуемая долговечность подшипников		8000	ч
Эквивалентная сила реакции в опоре A		5199	Н
Эквивалентная сила реакции в опоре Б		5199	Н

В качестве «плавающей» опоры принимаем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2207:

	Размеры				Грузоподъемность (кН)
	d	D	b	r	Cr	C0r
2207	35	72	17	2	25,6	17,5

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при

Требуемая динамическая грузоподъемность :

Так как ,то выбранный подшипник подходит.

Ресурс подшипника :

ч

Таким образом, окончательно выбираем подшипники роликовые радиальные легкой серии 2207.

Вал редуктора – изготовление | МеталлСервис

Вал в редукторе является самой прочной и надежной деталью. Нагрузка на него идет постоянно, передавая крутящий момент в паре с сопрягаемой деталью. Изготавливается вал из одной из прочных марок легированной стали. Кроме зубьев для соединения с ответной деталью (шестерней) на валах расположены пазы и крепятся они с помощью шпонок.

Мы предлагаем купить у нас вал редуктора собственного производства на заказ. Наши цены являются наиболее приемлемыми, а качество валов достигается на высокоточном оборудовании нашего производства.

Нашими несомненными плюсами является качественное изготовление валов редукторов опытными мастерами по доступным ценам как частным лицам, так крупным предприятиям с большим объемом требуемой продукции. Производственный цех оснащен всем нужным станочным парком и специалистами что в совокупности помогает нам добиться максимального сокращения сроков производства валов для редукторов на заказ.

Изготовление производится на собственном оборудовании находящемся на территории компании МеталлСервис. Мы изготавливаем валы редукторы по чертежу, техническому заданию или образцу заказчика.

Валы для всех видов редукторов

цилиндрические	конические
коническо-цилиндрические	червячные
однозаходные	двухзаходные
трехзаходные	четырехзаходные
одноступенчатые	многоступенчатые

Пример наших деталей

Классификация валов редукторов:

• Входной вал редуктора, по другому ведущий или быстроходный вал
• Выходной вал редуктора, другими словами ведомый или тихоходный вал
• Промежуточный вал — среднескоростной.

Конструкция выходных валов может отличаться одно и двухконцевыми. Для установки вала в редуктор делают посадочные места. Обязательно устанавливаются подшипники.

Мы работаем на повышение эффективности производства валов редукторных и эффективности сотрудничества с нашими заказчиками.

Для заказа на изготовление или просчет сроков и стоимости вала отправьте заявку с чертежом или фото образца на электронную почту [email protected]. Наши менеджеры в течении дня ответят на все интересующие вас вопросы.

Быстроходный вал-шестерня редуктора ЦУ-160

Быстроходный вал-шестерня редуктора ЦУ-160. Назначение и конструкция.

Быстроходный вал-шестерня одноступенчатого цилиндрического редуктора ЦУ-160, часто называемый входным валом, предназначен для передачи вращения от двигателя или какого-либо другого источника оборотов к тихоходному зубчатому колесу. Внешние концы вала-шестерни, которых может быть один или два, предназначены для установки муфт, а также шкивов.

Конструкция первичного вала-шестерни по своим характеристикам зацепления схожа с промежуточным валом-шестерней редуктора Ц2У-160 и может иметь 14, 17, 20, 24, 29 и 33 эвольвентных косых зуба. Модуль косозубого зацепления составляет 3 мм, угол наклона зуба 16 15 37. Зубчатый венец расположен на теле вала симметрично относительно средней плоскости редуктора, что позволяет легко менять вариант сборки.

Характеристики зацепления редуктора ЦУ-160

Номинальное передаточное отношение	Фактическое передаточное отношение	Межосевое расстояние, мм	Модуль, мм	Количество зубьев на валу-шестерне	Количество зубьев на зубчатом колесе
2	2,03	160	3	33	67
2,5	2,448			29	71
3,15	3,167			24	76
4	4			20	80
5	4,882			17	83
6,3	6,143			19	86

Обращаем внимание – быстроходный первичный вал-шестерня для редуктора 1ЦУ-160 отличается по своим характеристикам зацепления от вала редуктора ЦУ-160.

Изготавливается вал-шестерня из стали 25ХГМ и проходит процесс нитроцементации. При осуществлении ремонта возможно применять запасные части из стали 45 с закалкой зубчатого венца ТВЧ.

Размеры первичного входного вала редуктора

d	d1	d3	d4	l	l1	b	t1
45	40,9	M30x2	75	110	82	12	43,9

Как купить вал-шестерню. От чего зависит цена запчасти.

Чтобы купить быстроходный входной вал-шестерню редуктора ЦУ-160 или 1ЦУ-160, требуется предоставить следующие данные:

• количество зубьев на венце;
• вариант сборки редуктора;
• форма конца выходного вала.

Варианты сборки редуктора представлены в каталоге ниже.

Цена зависит от количества зубьев, определяющих диаметр заготовки, и варианта сборки, определяющего её длину. Запчасть для редукторов 31, 32 и 33 сборок стоит дороже.

Проектирование быстроходного вала — Студопедия

Один из вариантов конструкции быстроходного вала редуктора представлен на рис. 4. Для размещения на валу деталей он так же, как и тихоходный вал, имеет ступенчатую форму и состоит из семи участков. При передаточном числе зубчатой передачи больше 2,5 быстроходный вал выполняют в виде вал-шестерни. Формирование изображения быстроходного вала в этом случае начинают с зубчатого венца, основные размеры которого определяются при расчете зубчатой передачи. Вариант конструктивного выполнения зубчатого венца зависит от соотношения диаметров заплечика подшипника d_зп (см. табл. 7) и окружности впадин шестерни d_f(рис. 5). Предпочтительным является вариант, при котором d_f> d_зп (рис. 5 а). При d_f< d_зп необходимо предусматривать участки для выхода червячной фрезы, нарезающей зубья (рис. 5 б, в). Длина этих участков L_в определяется графически в зависимости от диаметра фрезы D_ф. Диаметр фрезы назначают по величине модуля:

m, мм………… < 2.5 2.5…3 3…4 4…5 5…6 6…7

D_ф, мм……….. 70 80 90 100 112 125

Размер фаски зубчатого венца определяют по формуле C₁= 0,5m и округляют до ближайшего значения по табл. 1.

Диаметр хвостовика вала (участок № 1 на рис. 4) ориентировочно определяют из расчета вала на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

d₁= ,

где T_б – крутящий момент на быстроходном валу, Н•м;

[ ] – пониженные допускаемые напряжения на кручение, [ ]=15 МПа для вала из стали 45.

Полученное значение d₁ округляют до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров. Длину хвостовика рассчитывают по формуле l₁=1,5d₁ и также округляют по этому ряду. Участок вала с номером 2 предназначен для взаимодействия с уплотнением. Его диаметр равен d₂=d₁+5, а длина определяется по формуле (1), в которой B – ширина подшипника быстроходного вала (см. табл. 7).

Рис.4. Быстроходный вал редуктора

В этой формуле при наружном диаметре подшипника быстроходного вала D<105 мм можно принять L_k=18 мм, при D 105 мм – L_k=22 мм.

Подбор подшипников быстроходного вала следует начинать с шарикоподшипников радиальных однорядных средней серии. Для их размещения предназначены 3-й и 7-й участки. Диаметр этих участков определяют по формуле d₂=d₁+10 с округлением до ближайшего кратного 5 числа. В случае использования маслоотражательных, либо мазеудерживающих колец они также устанавливаются на участки 3-й и 7-й. Отсюда длина каждого из этих участков равна l₃ =B + S_c, где S_c – длина ступицы соответствующего кольца. Для маслоотражательного кольца S_c = для мазеудерживающего кольца , где S_k и определяются из таблиц к рис. 6 и 7.

Рис. 5. Конструкция вал-шестерни цилиндрической

Мазеудерживающими кольцами (рис. 6) закрывают все подшипники редуктора, если они смазываются пластичными смазками.

D	, мм	, мм
до 80
80…150
150…200

Рис. 6. Кольцо мазеудерживающее

Маслоотражательные кольца (рис. 7) устанавливают на быстроходном валу редуктора с косозубой или шевронной передачей при смазке подшипников масляным туманом, если делительный диаметр шестерни меньше наружного диаметра подшипника быстроходного вала.

Таблица 7

Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75)

.

Легкая серия	Средняя серия
Обоз-наче- ние	Размеры, мм	Обоз-наче- ние	Размеры, мм
d	D	B	r	dзп	d	D	B	r	dзп
				1.5 1.5 1.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 3.0 3.0 3.0 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4.0 4.0 4.0						2.5 2.5 2.5 3.0 3.0 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4.0 4.0 4.0 4.0 4.0 4.0 4.0 5.0 5.0

Участки 4-й и 6-й являются буртиками, предназначенными для осевой фиксации подшипников. Диаметр этих участков равен диаметру заплечиков для подшипников d_зп и определяется по табл. 7.

D	, мм	, мм
до 80
80…150
150…200

Рис. 7. Кольцо маслоотражательное

Длина 4-го и 6-го участков определяется из условия примерного совпадения внутренних границ подшипников быстроходного и тихоходного валов, расположенных по одну сторону от зубчатой передачи.

Редукторы планетарного типа П02

Редукторы планетарного типа П02

Конструкция планетарного горизонтального редуктора П02 на опорных лапах представлена на листе 98. Плавающая центральная шестерня соединена с быстроходным валом зубчатой муфтой.

Быстроходный вал опирается на два однорядных шариковых подшипника. Подшипник со стороны конца вала специального исполнения имеет с одной стороны наружного кольца канавку для установки пружинного кольца, которое входит в канавку крышки, и таким образом происходит центрирование подшипника от осевого перемещения.

Второй подшипник самоустанавливающийся. На втором конце быстроходного вала нарезаны зубья внешнего зацепления, входящие в зацепление с внутренними зубьями обоймы зубчатой муфты. Центральная шестерня выполнена как одно целое с зубчатой втулкой. Обойма зубчатой муфты на внутренней поверхности имеет две кольцевые проточки для пружинных колец, удерживающих от осевого смещения как саму обойму, так и центральную шестерню. Центральная шестерня передает движение на блок сателлитов. Блок сателлитов установлен на валике, опирающемся на два однорядных цилиндрических роликоподшипника с короткими роликами в щеках водила. Одна шестерня в блоке сателлитов входит в зацепление с центральным колесом с внутренним зацеплением, неподвижно закрепленным в корпусе. Вторая шестерня блока соединяется с подвижным центральным колесом с внутренним зацеплением. Подвижное центральное колесо на наружной поверхности имеет нарезанные зубья, которые входят в зацепление с внутренними зубьями зубчатой обоймы, соединяющей его через второе внутреннее зацепление с диском тихоходного вала. Зубчатой муфтой обеспечивается плавающее соединение и самоустановка его по сателлитам.

Редуктор имеет неразъемное водило. Водило опирается на два однорядных шарикоподшипника, один из которых установлен на цилиндрической поверхности корпусной детали со стороны центральной шестерни, а другой – в отверстии тихоходного вала. Тихоходный вал опирается на два однорядных шарикоподшипника и создает устойчивое положение вала.

От осевого перемещения как водило, так и тихоходный вал удерживается торцевой крышкой со стороны конца тихоходного вала. Между торцевой крышкой и наружным кольцом подшипника должен быть зазор.

 

 

 

0,2…0.5 мм, для исключения зажатия подшипника при монтаже и нагреве деталей при работе редуктора. Уплотнение валов обеспечивается манжетными уплотнениями.

Смазывание зацепления передач и зубчатых муфт происходит окунанием и разбрызгиванием масла, заливаемого в картер редуктора. Подшипник быстроходного вала с внешней стороны смазывается пластической смазкой через пресс-масленку в торцевой крышке. Остальные подшипники смазываются маслом разбрызгиванием зубчатыми передачами и муфтами.

Горизонтальные фланцевые редукторы отличаются от редукторов на опорных лапах тем, что они крепятся болтами к приводимой машине или механизму опорным фланцем. На опорном фланце имеется центрирующий бурт, который входит в отверстие механизма. Чтобы исключить смещение оси редуктора относительно оси вала машины, центрирующий бурт и отверстие обрабатываются с посадкой Н8/h8. Для устранения возможной вибрации, вызванной консольным расположением редуктора, необходимо обеспечить наибольшую жесткость элемента механизма, к которому присоединяется фланец.

Конструкция вертикального редуктора на опорном фланце показана на листе 99. Отличительной особенностью вертикального исполнения редуктора является способ смазывания. Масло из картера редуктора по заборной трубе засасывается шестеренным насосом, установленным на внутренней стороне верхней крышки. Далее подводится к подшипнику верхней опоры водила и к зубчатой муфте. Масло, растекаясь, смазывает зубчатые передачи и подшипники. Шестеренный насос приводится от зубчатого колеса, насаженного на водило, через сопрягаемую с ним.шестерню, закрепленную на валике одной из шестерен насоса. Конструкция шестеренного насоса обеспечивает подачу масла при реверсивной работе редуктора. Контроль уровня масла в картере редуктора осущестляется через стеклянный маслоуказатель, встроенный в нижней части корпуса. Верхний подшипник быстроходного вала смазывается пластической смазкой через тавотницу в торцевой крышке. Тихоходный конец вала имеет два исполнения: В – без канавки; ВК – с канавкой. Канавка предусмотрена для осевого крепления втулки муфты.

Корпусные детали и торцевые крышки редукторов выполняются из серого чугуна, валы, шестерни, колеса – из кованой стали, а водило — из литой стали. Габаритные размеры (лист 100) и масла редукторов приведены в табл. 173.

Допускаемые мощности, передаваемые быстроходным валом редуктора при частоте вращения 1500 мин^-1, приведены в табл. 174. Указанные мощности соответствуют непрерывному нереверсивному режиму работы. При реверсивной нагрузке номинальная передаваемая мощность редуктора уменьшается на 30%. Если частота вращения быстроходного вала меньше 1500 мин^-1, то номинальная передаваемая мощность определяется по формуле

При частоте вращения быстроходного вала больше 1500 мин^-1 допускаемая номинальная мощность

 

Таблица 173

Габаритные размеры планетарных редукторов типа П02 (лист 100), мм

Продолжение табл. 173

Примечание. Щ — горизонтальное на опорных лапах; Ф — горизонтальное фланцевое; В — вертикальное на опорном фланце; ВК – вертикальное на опорном фланце с канавкой на конце тихоходного вала.

 

 

Таблица 174

Типоразмеры и фактические передаточные числа планетарных редукторов типа П02 в зависимости от мощности на быстроходном валу

Р_Б при числе оборотов п_Б = 1500 мин-¹ и номинального передаточного числа

Примечание. В числителе дроби — типоразмер редуктора; в знаменателе — фактическое передаточное число редуктора.

 

При этом значения оборотов быстроходного вала не должны превышать следующих:

Допускаемое увеличение нагрузки при легких режимах работы редуктора учитывается коэффициентом К_реж; Р= Р_табл К_реж. Значения К_реж следующие:

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора определяется по формуле

где u_ф – фактическое передаточное число. В зависимости от номинального передаточного числа значения КПД редукторов η следующие:

Передача крутящего момента на быстроходный вал допускается через эластичную муфту или клиноременную передачу.

Допускаемые консольные нагрузки на концах быстроходного и тихоходного валов следующие:

Для изготовления центральных шестерен и сателлитов используют сталь 18ХГТ с цементацией и закалкой до поверхностной твердости зубьев 56…62 HRС_Э или сталь 3ОХГТ с улучшением до твердости 220…250 НВ с последующим азотированием на глубину 0,15…0,25 мм до твердости рабочих поверхностей зубьев

48.. .55 HRС_Э, для центральных колес с внутренним зацеплением – сталь 45 с твердостью 245…280 НВ. Втулки зубчатых муфт быстроходного вала изготовляют из стали 40Х с поверхностной закалкой ТВ4 до твердости 45…50 HRC₃.

Выбор редуктора, т. е. определение его типоразмера и фактического передаточного числа, выполняют по табл. 174 по заданной мощности и передаточному числу. Перегрузка редуктора в процессе работы не допускается. В период пуска величина перегрузки не должна превышать двухкратного значения.

В табл. 175 дана характеристика зацепления зубчатых передач редукторов типа П02 и МП02.

Смотрите также

Быстроходный вал шестерня цилиндрического редуктора

Быстроходным валом-шестерней называют часть механизма редуктора, который предназначен для передачи вращения от электродвигателя к самому редуктору. Также его называют первичным или входным валом.

На сайте «ПромРедуктор» Вы можете приобрести запасные части на многие модели цилиндрических редукторов.

Чтобы заказать быстроходный вал-шестерню, Вам достаточно заполнить онлайн форму или отправить заявку на наш электронный ящик.
При возникновении дополнительных вопросов звоните на номер указанный на сайте.

Товар у нас только высокого качества, а цены доступные каждому. Доставка производится удобным для Вас способом в любую точку Украины и за очень короткий промежуток времени.

Удобный для Вас способ оплаты счета!

 

Мы стараемся улучшить методы, которыми Вы сможете оплатить заказ. ПромРедуктор всегда готов пойти вам на встречу и найти оптимальный вариант оплаты, который подходит именно для вас. На данный момент Вы можете оплатить заказ следующим образом:

 – Безналичный расчет. Вы сможете перевести средства на счет компании в любом отделении банка в своем городе;

 – Расчет при помощи карты ПриватБанка. Такой способ удобен для владельцев карт данного банка, можно перевести средства с одной карты на другую;

 – Наличный расчет. Такой вид оплаты обычно удобен при самовывозе товара.

Следует помнить, что наша компания работает только по 100% предоплате, но постоянным клиентам может быть предоставлена отсрочка платежей! Обращаем ваше внимание на то, что большинство продукции изготавливается под заказ согласно Вашему запросу. Поэтому производство редукторов занимает определенный промежуток времени, который оговаривается индивидуально и зависит от таких факторов как:

• сложность конструкции;
• загрузка производства.

    

Доставка осуществляется в максимально короткие сроки и в любой регион Украины!

 

Отправка товара происходит сразу после оплаты счета. Доставка производится по указанному адресу при помощи различных фирм-перевозчиков, которых Вы сможете выбрать сами. ПромРедуктор осуществляет следующие виды доставки продукции:

 

 – при помощи почтовых служб: «Новая Почта», «УКР Почта»;

 – при помощи фирм-перевозчиков: «DELIVERI», «Ин-Тайм», «САТ», «Гюнсел», «Мост Экспресс», «Автолюкс» и «Ночной Экспресс»;

 – самовывоз. Для жителей Харькова или Харьковской области возможен самовывоз товара.

   

Доставка осуществляется по всей территории страны. Сроки доставки зависят от службы-перевозчика и варьируются о двух до семи рабочих дней после отправки. Проследить местонахождения товара вы сможете на сайтах фирм-перевозчиков.

Lufkin Gears & Allen Gears Высокоскоростные редукторы с параллельным валом

Обзор

Наши бренды Lufkin Gears и Allen Gears обладают богатой историей передовых технологий для высокоскоростных механических приводов, турбомашин и судовых двигателей. Они постоянно устанавливают стандарты проектирования и производства, чтобы соответствовать самым строгим требованиям заказчиков и отрасли или превосходить их. Наши конструкции включают одинарную и двойную косозубую передачу, а также запатентованную технологию подшипников с жидкостной пленкой для обеспечения максимальной производительности и надежности.Мы используем материалы высочайшего качества с использованием передовых процессов, включая сквозное упрочнение или науглероживание, а также прецизионную шлифовку зубьев шестерен, чтобы увеличить долговечность, мощность и эффективность для самых требовательных приложений турбомашин.

Компрессоры

Наши технологии Lufkin Gears используются на морских платформах, нефтеперерабатывающих и нефтехимических заводах для привода осевых, центробежных, поршневых и винтовых компрессоров в различных областях применения.Наши высокопроизводительные редукторы приводятся в движение двигателями, двигателями, паровыми и газовыми турбинами мощностью до 90 МВт, приводя в движение важные сервисные компрессоры со скоростью до 40 000 об / мин. Когда работа предприятия требует максимальной надежности и времени безотказной работы, Lufkin Gears обеспечивает надежность, позволяющую поддерживать производство в рабочем состоянии.

Насосы

Критические насосы во всех отраслях промышленности по всему миру используют продукты Lufkin Gears для привода осевых, центробежных, поршневых и винтовых насосов.Насосы обычно приводятся в движение двигателями, двигателями, паровыми и газовыми турбинами мощностью до 40 МВт и скоростью до 25 000 об / мин. На протяжении десятилетий бренд Lufkin Gears был стандартом для этих требовательных приложений.

Генераторы

Надежность агрегатов Lufkin Gears известна во всем мире в сфере услуг по выработке электроэнергии для подключения паровых и газовых турбин мощностью до 90 МВт для приведения в действие генераторов, которые поддерживают работу установок и позволяют избежать дорогостоящих простоев.Наши редукторы, оснащенные поворотными приводами, встроенными сцеплениями и тормозными системами для синхронной конденсации, обеспечивают максимальную гибкость для удовлетворения любых потребностей в энергии.

Вентиляторы и нагнетатели

Вентиляторы и нагнетатели во всех отраслях промышленности по всему миру приводятся в движение агрегатами Lufkin Gears. Для применений мощностью до 12 МВт наши редукторы с параллельными валами используются с двигателями и турбинами на промышленных, химических, нефтехимических и электростанциях по API и не по API.Наши шестерни разработаны в соответствии со строгими требованиями клиентов, чтобы обеспечить высочайшую надежность и эффективность.

Стенды испытательные

Опираясь на многолетний проверенный инженерный опыт и глубину, мы можем разработать индивидуальное решение для любого испытательного стенда. Независимо от того, увеличиваем ли производство или разрабатываем технологию следующего поколения, у нас есть знания, чтобы предоставить специализированное решение.

Custom

Мы можем разработать решение Lufkin Gears по индивидуальному заказу для любого приложения передачи энергии.

Standard Machine – Проектирование, изготовление и ремонт высокоскоростных редукторов

Что отличает высокоскоростные зубчатые передачи и тех, кто может их построить и отремонтировать, от всего остального? Превосходный технический опыт и высококвалифицированные машинисты с современным оборудованием. Применение в высокоскоростных редукторах требует больших усилий. Высокоскоростная шестерня, вращающаяся со скоростью 25 000 об / мин, проходит десять миллионов циклов менее чем за семь часов. Или, другими словами, всего за несколько дней работы зубчатая передача, имеющая скорость по продольной оси 45000 футов в минуту (что эквивалентно более 511 миль в час), будет проходить столько же циклов, сколько и обычный зубчатый привод. лет службы.На этих скоростях передача может выйти из строя быстро и катастрофически. Следовательно, шестерни, подшипники, валы и другие компоненты, составляющие коробку передач, должны быть интегрированы в идеальную гармонию друг с другом.

Еще больше усложняет ситуацию то, что эти устройства часто устанавливаются в самых суровых условиях эксплуатации в мире. Это может быть оффшор в Северном море или Мексиканском заливе, или на суше в замерзшей тундре, где проходит канадский трубопровод.

Такого рода операционные потребности и стресс требуют максимальной отдачи при проектировании и производстве.Теперь, будучи партнером Philadelphia Gear, Standard Machine объединила свои возможности и опыт с Philadelphia Gear, чтобы предложить уникальный набор профессиональных навыков и производственных возможностей. Это дает Standard Machine возможность расширять ассортимент своей продукции и производить продукцию для высокоточной передачи энергии, которая может соответствовать скорости и качеству, которые требуются в электроэнергетике, нефтегазовой разведке, нефтепереработке и трубопроводной / насосной промышленности по всей Канаде.

Являясь членом Американской ассоциации производителей зубчатых передач (AGMA), Standard Machine имеет хорошие возможности для обслуживания канадского рынка высокоскоростных коробок передач продуктами, разработанными для самых тяжелых условий эксплуатации.

Повышенная надежность требует более высокой пропускной способности

Инженеры по техническому обслуживанию и производству оборудования постоянно вынуждены делать больше с меньшими затратами. Это означает, что вращающееся оборудование в перерабатывающей промышленности работает тяжелее, быстрее и требует передачи большей мощности, чем когда-либо прежде. Расширенные возможности проектирования и производства зубчатых передач, а также обширный практический опыт работы и знания в области ремонта редукторов позволяют нам выполнять эти строгие требования, а также оказывать экстренную помощь в крайних случаях.

Standard Machine использует долгую историю работы Philadelphia Gear на этом рынке, которая включает строительные блоки для экстремальных условий работы мощностью до 80000 л.с., со скоростью вращения вала до 70000 об / мин, и сочетает это с более чем 40-летним опытом, чтобы предложить идеальный сочетание инженерной мысли мирового класса, долгосрочной надежности и конкурентоспособной стоимости.

Превосходная и проверенная конструкция высокоскоростной коробки передач

Функции, которые вам нужны, преимущества, которые вы увидите

Наши редукторы рассчитаны на длительный срок службы.Standard Machine работает на своем предприятии более 40 лет и является одним из крупнейших и наиболее оборудованных заводов по производству, ремонту и модернизации коробок передач в Северной Америке. Наш опыт и современные технологии дают нам возможность производить высококачественные зубчатые передачи и поддерживать ваш бизнес в рабочем состоянии.

• Корпуса – Прочная конструкция увеличивает прочность и жесткость, помогая поддерживать точное выравнивание шестерен и подшипников. Доступны литые или изготовленные на заказ корпуса.
• Подшипники – Разъемные прецизионные подшипники скольжения со стальной опорой и футеровкой из баббита с упорными поверхностями, спроектированными с учетом осевых нагрузок.
• Валы – изготовлены из термообработанной высококачественной легированной стали. Увеличенного размера для сохранения выравнивания шестерен и защиты от перегрузки.
• Шестерни – Разработаны, изготовлены и собраны с использованием самых современных технологий; стальные поковки сквозной закалки или цементации; прецизионная фрезеровка и шлифовка для точности и превосходной отделки.
• Шестерни – интегральные с валами, прецизионные зубчатые и шлифованные, в версиях с цементацией или сквозной закалкой в ​​соответствии со спецификациями.
• Уплотнения – алюминиевые лабиринтные уплотнения для предотвращения утечек вала при экстремальных температурах.
• КПД – более 98% при работе на полную мощность.
• Динамически сбалансированный – Обеспечивает плавную работу всех вращающихся элементов на высокой скорости.
• API / Инструментарий – Построен в соответствии со стандартами API по мере необходимости, с широким спектром опций измерительного оборудования, которые удовлетворяют любым требованиям приложения.

Тестирование в цехе обеспечивает оптимальную производительность в полевых условиях

Полноскоростные испытания высокоскоростных приводов в изменяющихся условиях вместе с использованием сложного оборудования для анализа вибрации, уровней шума, смазки и частот зацепления шестерен являются стандартной рабочей процедурой.Вибрации вала отслеживаются по осям «X» и «Y», чтобы гарантировать надежность и приемлемые уровни шума, температуры масла и подшипников, а также тщательно проверять и документировать структуру зубьев шестерен.

Проверяя наши редукторы на рабочих скоростях, наши клиенты могут быть спокойны, зная, что их редукторы будут делать то, что они должны делать после установки, – обещание, подкрепленное одной из лучших гарантийных программ в отрасли: лет, независимо от того, насколько требовательны приложения или рабочая среда.

Влияние конструкции зубчатой ​​передачи

на характеристики высокоскоростных спиральных зубчатых передач, используемых в аэрокосмических системах привода

Архив> 2016> март 2016> Влияние конструкции зубчатой ​​передачи на характеристики высокоскоростных винтовых зубчатых передач, используемых в системах приводов аэрокосмической промышленности

Роберт Хандшу, Чарльз Дж. Килмейн, Райан Т. Эхингер и Эрик А. Синусас

В мартовском выпуске журнала Power Transmission Engineering за март 2016 г. появилась статья «Влияние конструкции зубчатой ​​передачи на характеристики высокоскоростных винтовых редукторов, используемых в системах аэрокосмического привода».

Резюме
Характеристики высокоскоростных винтовых зубчатых передач имеют особое значение для систем привода конвертопланов. Эти приводные системы используются для обеспечения уменьшения скорости / увеличения крутящего момента от выходного вала газовой турбины и обеспечения необходимого смещения между этими параллельными валами в летательном аппарате. Четыре различные конфигурации были протестированы в Исследовательском центре NASA Glenn, на испытательном стенде высокоскоростной винтовой передачи. Конструктивные изменения включали текущую конструкцию самолета, текущую конструкцию с изотропными сверхфинишированными поверхностями зубчатых колес, двухспиральную конструкцию (накачивание внутрь и наружу), увеличенный шаг (более мелкие зубья) и увеличенный угол наклона винтовой линии.Все конструкции были испытаны при различных скоростях вращения первичного вала (до 15 000 об / мин) и прилагаемой мощности (до 5000 л.с.). Также были протестированы две переменные, связанные с системой смазки: температура масла на входе (160–250 ° F) и давление смазочной струи (60–80 фунтов на кв. Дюйм). Экспериментальные данные, зарегистрированные в ходе этих испытаний, включали потерю мощности в исследуемой спиральной системе, повышение температуры смазочного материала от входа до выхода системы привода и температуры оттока (в радиальном и осевом направлении). Также были испытаны все системы зубчатых передач с кожухами вокруг зубчатых колес и без них.

Ключевые слова
аэрокосмические зубчатые передачи, конструкция, косозубые зубчатые колеса, аэрокосмические редукторы, зубчатые передачи

В поле ниже должна появиться статья «Влияние конструкции зубчатой ​​передачи на характеристики высокоскоростных спиральных зубчатых передач, используемых в системах аэрокосмического привода», но если вы его не видите, можете скачать здесь.

Подшипники для высокоскоростных редукторов

Из соображений производительности конструкции приводной коробки передач рабочие скорости шестерни (высокоскоростного вала) значительно увеличились в последние годы, часто превышая общепринятые конструктивные ограничения.В высокопроизводительных коробках передач подшипники ведущей шестерни с наклонными накладками подвергаются как высоким скоростям, так и большим нагрузкам. Задача разработчика подшипников состоит в том, чтобы гарантировать, что эти высокоэффективные подшипники не будут работать при повышенных температурах.

Еще одна мотивация для работы на более высоких скоростях движения частично была вызвана строгими требованиями к роторной динамике Американского института нефти (API), которых производители редукторов должны придерживаться, чтобы продавать свое оборудование.Большие диаметры шейки обеспечивают более жесткие концы вала и, следовательно, менее жесткие критические скорости на более высоких частотах. Это позволяет работать на более высоких скоростях, при этом соблюдая технические требования API по роторной динамике для запаса разделения. Кроме того, для передачи более высоких значений крутящего момента часто требуются большие диаметры шейки шестерни. Однако цапфы большего диаметра приводят к высоким поверхностным скоростям, часто превышающим 90 м / с.

Предел поверхностной скорости шейки (Us), часто указываемый разработчиками подшипников, составляет 300 футов / с, 90 м / с.Эксплуатация выше этого предела скорости на обычных подшипниках качения с подушками из баббитовой стали часто приводит к чрезмерным рабочим температурам.

Нагрузка на узел опорного подшипника качения, Lu, определяется как результирующая нагрузка шейки (сила тяжести плюс шестерня), деленная на произведение диаметра подшипника на осевую длину колодки. API определяет предельную нагрузку на подшипник в 500 фунтов на кв. Дюйм, 3,45 МПа.

Одна проблема, связанная с обычными подшипниками с наклонными подушками, заключается в том, что масло на входе попадает в подшипник через отверстия в корпусе между каждым набором подушек.К тому времени, когда масло на впуске перемещается от выхода впускного отверстия к передней кромке подушки, оно смешивается с горячим маслом, выходящим из задней кромки предыдущей подушки. Таким образом, масло на входе предварительно нагревается перед тем, как попасть на переднюю кромку колодки.

Другая проблема, связанная с обычными подшипниками с наклонной подушкой, заключается в том, что значительная часть масла, которое выходит из задней кромки подушки, остается на валу и транспортируется к передней кромке нижней подушки. Это называется уносом горячего масла. Общепринятое значение количества уноса горячего масла составляет 60 процентов.Таким образом, только 40 процентов масла на входе попадает на переднюю кромку колодки, но только после того, как оно будет предварительно нагрето от смешивания. Очевидно, что для того, чтобы работать с более высокими поверхностными скоростями, в более новых и инновационных конструкциях подшипников с наклонными подушками необходимо более эффективно использовать холодное масло на входе.

Для решения проблемы работы подшипников со скоростью более 90 м / с компания Lufkin-RMT разработала опрокидывающуюся подушку Ultra Bearing (рис. 1, рис. 2). Этот подшипник оснащен четырьмя хромированными медными опрокидывающимися опорами с тяжелым смещением оси опоры. Расположение подушек ориентировано таким образом, чтобы результирующая нагрузка (шестерня плюс сила тяжести) была направлена ​​между шарнирами.Корпус подшипника обычно вакуумированный и без торцевых уплотнений, но затопленные корпуса также могут использоваться в некоторых приложениях, где важна скорость потока масла. Среди других специальных функций – блокираторы распылителей и байпасное охлаждение за подушкой.

Рисунок 1: Подшипник Ultra компании Lufkin-RMT. Рисунок 2: Подшипник Ultra с хром-медными накладками, канавками для теплопередачи и блокировщиком распылительной штанги.

Блокиратор распылителей был разработан Lufkin-RMT для работы со все более суровыми условиями эксплуатации, когда необходимо эффективное использование охлаждающего масла на входе.Блокиратор распылителей расположен непосредственно перед каждой загруженной подушкой и эффективно блокирует большую часть уноса горячего масла между подушками, направляя это горячее масло через широко открытые концевые пластины прямо в слив. Он также распыляет холодное масло на впуске непосредственно на переднюю кромку расположенной ниже по потоку колодки. Помимо возможности прямого попадания холодного масла на входе в переднюю кромку колодки, конструкция предотвращает смешивание горячего масла задней кромки и холодного масла на входе. Блокиратор распылителей показан между всеми четырьмя подушками на рисунке 1 и в центре рисунка 2.

Обходное охлаждение за колодкой – это схема охлаждения, разработанная Lufkin-RMT, в которой используется холодное масло на входе для отвода тепла от баббитовой поверхности колодки. С помощью покрытых баббитом хромированных медных прокладок и окружных камер теплопередачи (левая сторона рис. 2) холодное масло на входе направляется на заднюю часть прокладки и в канавки для теплопередачи. Блокираторы распылителей направляют охлаждающее масло байпаса непосредственно в слив корпуса. Масло By-Pass Cooling не участвует в смазке подшипника, а служит только для передачи тепла.В этой конструкции используется высокая теплопроводность хромовой меди, которая в шесть раз превышает теплопроводность стали и бронзы.

На Рисунке 3 показана наклонная колодка

Lufkin-RMT, выдерживающая тяжелые условия эксплуатации, где по горизонтальной оси отложена скорость поверхности цапфы, а по вертикальной оси отложена нагрузка на подшипниковый узел. Все применения, показанные на графике, относятся к редукторным системам, в основном редукторам Lufkin. Как отмечалось ранее, предельная нагрузка на подшипниковый узел, указанная в API, составляет 3,45 МПа, 500 фунтов на кв. Дюйм.Приложения, показанные выше этого предела, относятся к редукторам, не относящимся к API, используемым на испытательных стендах. Красные точки обозначают подшипники Ultra с описанными ранее особенностями, а синие точки обозначают подшипники со стальными накладками, которые сохраняют некоторые из рассмотренных функций подшипников Ultra.

Рис. 3: Подшипник Lufkin-RMT Tilting Pad Ultra в тяжелых условиях эксплуатации.

Обратите внимание, что на графике показано множество применений редукторов API Lufkin со скоростями выше 90 м / с, 300 кадров / с. Многие из них были бы невозможны с обычным подшипником со стальной подкладкой.Ультра подшипник позволил Lufkin разработать редукторы API, подшипники которых работают с поверхностной скоростью до 120 м / с, 395 ф / с. Кроме того, Ultra Bearing позволил Lufkin спроектировать редукторы для испытательных стендов, не соответствующие API, с поверхностными скоростями подшипников, приближающимися к 140 м / с, 460 ф / с.

На рис. 4 показан график сравнения подшипника со стальной колодкой и подшипника Ultra. Температура масла на входе отложена по горизонтальной оси, а максимальная рабочая температура подшипника Tmax отложена по вертикальной оси.Tmax – показание встроенного датчика температуры. Для подшипника со стальной колодкой был доступен только один датчик, в то время как в Ultra Bearing было четыре встроенных датчика в нагруженные колодки.

Рис. 4. Данные испытаний подшипника с наклонной подушкой 200 мм – оригинальный подшипник со стальной подушкой и подшипник Ultra с медной подушкой.

Данные испытаний на Рисунке 4 были получены при постоянной скорости 10 580 об / мин. При диаметре шейки 200 мм, 7,87 дюйма, это приводит к поверхностной скорости 112 м / с, 368 ф / с, что значительно выше обычного предела подшипника в 90 м / с.Нагрузка на подшипниковый узел поддерживалась постоянной на уровне 2,1 МПа, 305 фунтов на кв. Дюйм.

Очевидно, что на рис. 4 показано почти постоянное падение температуры на 15 ° C для подшипника Ultra во всем диапазоне температур на входе. Например, при Tin = 55 ° C, 131 ° F показание датчика подшипника со стальной колодкой составляет 108 ° C, 226 ° F, а среднее значение датчика Ultra Bearing составляет 93 ° C, 199 ° F.

Дополнительные данные испытаний для 127-миллиметрового подшипника Ultra Bearing 5,0 ″ показаны на Рисунке 5 и Рисунке 6. Рисунок 5 представляет собой график зависимости данных Tmax отскорость поверхности шейки при постоянной нагрузке на подшипник 3,45 МПа, 500 фунтов на кв. дюйм. На вертикальной оси нанесены показания двух встроенных датчиков температуры с нагруженной площадкой. При Us = 120 м / с, 395 ф / с показания датчика составляют 91 ° C, 196 ° F и 100 ° C, 212 ° F.

Рисунок 5: Данные испытаний подшипников с регулируемой опорой 127 мм Ultra для работы на высоких скоростях. Рисунок 6: Данные испытаний подшипников с регулируемой опорой 127 мм Ultra для работы с высокими нагрузками.

Также на рисунке 5 показано аналитически предсказанное значение Tmax, вычисленное на основе компьютерного кода Lufkin-RMT для наклонной площадки XLTltpad.Обратите внимание, что XLTltpad консервативно прогнозирует ниже 85 м / с, 280 к / с. При скорости выше 85 м / с XLTltpad прогнозирует значения Tmax, которые находятся прямо между двумя показаниями датчика.

Рисунок 6 представляет собой график зависимости Tmax от нагрузки на подшипник при постоянной скорости поверхности 106 м / с. На вертикальной оси нанесены показания двух встроенных датчиков температуры с нагруженной площадкой. При Lu = 5,9 МПа, 855 фунт / кв. Дюйм, на 71 процент выше предельной нагрузки API, показания датчика составляют 99 ° C и 103 ° C.

Таким образом, на основании данных испытаний и обширного опыта работы, подшипник Ultra Bearing представляет собой чрезвычайно эффективный подшипник с наклонной подушкой, способный выдерживать как высокие нагрузки на шестерню, так и сверхвысокие поверхностные скорости, которые составляют до 140 м / с, 460 ф / с. .Работа подшипника Ultra Bearing в тяжелых условиях эксплуатации предоставила разработчикам коробок передач Lufkin возможность гибкости работы на более высоких скоростях шестерни без нарушения целостности подшипника.

Номер ссылки

Николас, JC, «Подшипники скольжения с наклонной подушечкой с блокираторами распылителей и байпасным охлаждением для высокоскоростных приложений с высокими нагрузками», Труды тридцать второго симпозиума по турбомашинному оборудованию, Техасский университет A&M, Колледж-Стейшн, Техас, сентябрь 2003 г.

Вал шестерни – обзор

Как и в шаровых мельницах, тяга стержневой мельницы является произведением мощности и рабочего индекса, который представляет собой энергию, необходимую для разрушения минерала заданного размера до требуемого размера.Мощность мельницы также увеличивается за счет увеличения загрузки стержня и скорости мельницы, в то время как мощность и производительность мельницы увеличиваются с увеличением длины мельницы.

Основываясь на этих наблюдениях и работая на мельницах с мокрым переливом, Роуленд и Кьос [2] предположили, что мощность, потребляемая валом шестерни на единицу массы стержней, равна

(8,6) PMMR = 1,752 D0,33 6,3−5,4 JR ϕC

, где P _M / M _R = мощность стержневой мельницы на массу стержней (кВт / т)

D = внутренний диаметр мельницы (м)

J _R = доля объема мельницы, занятая стержнями

ϕ _C = доля критической скорости

Рисунок 8.8 показаны общие характеристики изменения мощности мельницы со скоростью вращения мельницы для 17% и 40% нагрузок мельницы барабанной мельницы, критическая скорость которой составляла 101 об / мин. Можно видеть, что при загрузке 40% максимальная мощность мельницы приходилась примерно на 70% критической скорости, в то время как при более низкой нагрузке максимальная потребляемая мощность была почти на критической скорости.

Уравнение (8.6) показывает, что требуемая мощность является функцией критической скорости. Некоторые производители рекомендуют оптимальную скорость работы своих стержневых мельниц.Например, Marcy mills предлагает, чтобы для их мельниц окружная скорость регулировалась соотношением

(8,7) Периферийная скорость = 108,8 D0,3

, где скорость указывается в м / мин для диаметра мельницы, D , в метрах.

Выражение применимо к диаметрам фрезы от 1,52 до 4,1 м, и скорость вращения следует выбирать соответственно.

8.5.1 Поправки мощности мельницы

В промышленных ситуациях, когда условия отличаются от установки Бонда [4], Роуленд и Кьос предложили в серии статей [2,8], что уравнение Бонда (3.25) можно использовать после корректировки для различных условий, встречающихся в производственной практике. Остин и др. [5] указали на аналогичные поправки, необходимые в уравнении Бонда для соответствия промышленным условиям. Эти поправки приведены ниже для конкретных условий и применимы как для стержневых, так и для шаровых мельниц. Может применяться более одного поправочного коэффициента. Все факторы рассматриваются отдельно и определяется общая поправка.

1.

Поправка на сухое шлифование.

(8,8) Мощность сухого измельчения PM (сухой) = Мощность мокрого измельчения (PM (мокрый)) × F1

F ₁ находится в диапазоне от 1,1 до 2,0, но для большинства материалов принимается равным 1,3.

2.

Коррекция для мокрого измельчения в открытом цикле шаровых мельниц.

(8,9) Мощность для мокрого разомкнутого контура = F2 × мощность для мокрого замкнутого контура

F ₂ известен как коэффициент неэффективности для мокрого шлифования замкнутого цикла.Это функция размера сита, используемого для определения значения индекса работы, W _i , и процента, проходящего через этот контрольный размер. Эта функция была определена для различных процентных соотношений, проходящих через контрольный размер сита, и показана на рисунке 8.9.

Рисунок 8.9. Изменение множителя неэффективности, F ₂ , с контролем размера продукта для измельчения в шаровой мельнице [2].

3.

Поправка на диаметр фрезы (коэффициент полезного действия диаметра).

Чтобы учесть влияние диаметра мельницы, который отличается от диаметра мельницы 2,44 м, используемого Бондом при определении W _i , мощность мельницы необходимо умножить на коэффициент F ₃ приведено ниже:

(8,10) F3 = 2,44D0,2 для D <3,81 м = 0,914 для D≥3,81 м

где D = диаметр фрезы в метрах

Сплошная линия на рисунке 8.10 построена из Уравнение (8.10). Для диаметров фрезы более 3,81 м коэффициент F ₃ является постоянным и равен 0,914.

Рисунок 8.10. Коэффициент эффективности диаметра, F ₃ [2] и уравнение (8.10).

4.

Поправка на подачу превышения размера.

Превышение размера было определено Austin et al. [5], когда размер загружаемого материала, F ₈₀ , превышает значение, указанное в

(8,11) F80> 4000 14,3Wi ⁡ (тест) 0.5

Для различных диаметров мельниц, имеющихся в продаже, значения F ₃ показаны на рис. 8.10 на основе данных Роуленда и Кьоса [2].

Оптимальный размер загрузки, предложенный Роулендом и Кьосом [2] для стержневой мельницы, составляет

(8,12) FOPT = 16000 14,3Wi0,5

Значение W _i лучше всего брать из испытания на удар или испытание на измельчаемость стержневой мельницы, в зависимости от того, что больше. Для шаровой мельницы значение константы в уравнении (8.12) равняется 4000 по Роуленду и Кьосу [2].

Поправочный коэффициент F ₄ дается в терминах индекса работы Роулендом и Кьосом [2] как

(8,13) F4 = 1 + Wi1.1−7F80 − FOPTFOPTR

, где R = передаточное число

F _OPT = оптимальный размер загрузки

Этот коэффициент не требуется для шаровой мельницы с питанием от стержневой мельницы или если F ₄ меньше 1,0.

5.

Поправка на тонкость помола.

Поправочный коэффициент на тонкость помола применяется, когда более 80% измельченного продукта имеет размер менее 75 мкм.

Поправочный коэффициент:

(8,14) F5 = P80 + 10.31.145P80

6.

Поправка на коэффициент уменьшения (низкий или высокий).

Эта поправка предназначена в основном для низких передаточных чисел.Поправочный коэффициент F ₆ не требуется, если

(8,15) −2 <(R − R *) <+ 2

, где R * = 8 + 5 LRD

L _R = длина стержней (м)

D = внутренний диаметр футеровки стержневой мельницы (м)

Поправочный коэффициент F ₆ рассчитывается с помощью уравнения

(8,16) F6 = 1 +0,0067 (R − R *) 2

Коррекция не всегда требуется для высоких передаточных чисел, но она используется, если W _i для стержневой и шаровой мельниц больше 7.

7.

Поправка на низкое передаточное число при шаровой мельнице.

Если передаточное число шаровой мельницы меньше 6, применяется поправочный коэффициент, F ₇ :

(8,17) F7 = 2 (R − 1,35) +0,262 (R − 1,35)

Эта поправка особенно применима для мельниц доизмельчения.

8.

Коррекция для приготовления корма.

Для эффективной работы стержневых мельниц подача предпочтительно должна быть однородной по верхнему размеру.Способ подачи с конвейеров или непосредственно из бункеров и желобов влияет на энергопотребление и производительность мельницы. Корректировать при приготовлении корма сложно. Эмпирическое правило, предложенное Роулендом и Кьосом [2], кратко изложено в таблице 8.2.

Таблица 8.2. F ₈ Коррекция подачи для работы стержневой мельницы [2].

Состояние	Исправление
a. Только для стержневой мельницы.
Корм, приготовленный путем дробления в открытом цикле	Используйте коэффициент 1,4
Корм, приготовленный путем дробления в закрытом цикле	Используйте коэффициент 1,2
Коэффициенты F 3 , F 4 и F 6 также должны применяться	Используйте F 3 , F 4 и F 6 9023
Для стержневых мельниц при работе стержневой мельницы – шаровой мельницы.
Подача в стержневую мельницу из дробления в открытом цикле	Используйте коэффициент 1,2
Подача в стержневую мельницу из дробления в замкнутом цикле	Коэффициент не требуется
Коэффициенты F 3 , F 4 и F 6 также должны быть применены	Используйте F 3 , F 4 и F 6

Общая коррекция _T , применимо к мощности стержневой мельницы, тогда

(8.18) FT = F1 ⋅F2 ⋅F3 ⋅F4 ⋅F5 ⋅F6 ⋅F7 ⋅F8

Для условий фрезерования, когда определенный коэффициент не применим, им следует пренебречь. Общая мощность мельницы тогда составит

(8,19) PM = W × FT × производительность

Приведенные выше соображения для определения потребляемой мощности мельницы служат руководством для выбора мельниц для конкретной работы. Примеры 8.1 и 8.2 иллюстрируют метод расчета потребляемой мощности мельницы, а также для вычисления размера мельницы, необходимого для конкретной цели.

Пример 8.1

Равномерная выгрузка из щековой дробилки замкнутого цикла составляет 200 т / ч. Дробилка питает мельницу с мокрым стержнем, так что 80% продукта дробилки проходит через грохот диаметром 16 мм. Стержневая мельница питает шаровую мельницу с мокрым измельчением при размере сырья 1,0 мм (1000 мкм) и производит продукт, 80% которого проходят через сито 150 мкм. Стержневая мельница находится в открытом контуре измельчения. Определите:

1.

мощность на валу стержневой мельницы,

2.

размер промышленной мельницы.

Данные: Лабораторное стандартное испытание на сцепление:

Стержневая мельница: индекс измельчаемости при 10 меш = 13,5 кВтч / т

Решение

Шаг 1

Из уравнения (3.3) работа определяется как

Работа = 10 Wi 1P80−1F80 кВтч / т

(Может потребоваться коэффициент 1,1, если индекс работы указан в кВтч / короткую тонну)

Подстановка значений

Работа = 10 × 13,5 11000−116,000 = 3,20 кВтч / т

Шаг 2 Оцените поправочные коэффициенты

1.

Поправочный коэффициент F ₁ не применяется.

2.

Поправочный коэффициент F ₂ не применяется к стержневым мельницам.

3.

Поправочный коэффициент F ₃ необходимо учитывать после определения L и D (обычно ближе к концу вычисления). Следовательно, F ₃ будет определен позже.

4.

Поскольку размер загружаемого материала составляет 16000 мкм, необходимо определить поправочный коэффициент F ₄ .

Используйте уравнение (8.12), чтобы определить F _OPT, , но сначала определите передаточное число R .

Передаточное число ( R ) = 16000/1000 = 16.0

Оптимальный размер загрузки ( F _OPT ) = 16000 / (13 × 1,1 / W _i ) ^0,5 = 16000 × ( 13 × 1,1 / 13,5) ^0,5

= 17,952 мкм

Поскольку подача меньше оптимальной, коррекция не требуется.

5.

Поправочный коэффициент F ₅ не применяется.

6.

Поправочный коэффициент F ₆ применяется, когда R находится между R * + 2 и R ^* – 2.

R * оценивается после прокатки определение размера.

7.

Поправочный коэффициент F ₇ не применяется для стержневых мельниц.

8.

Поправочный коэффициент F ₈ не применяется, так как контур представляет собой контур стержневой шаровой мельницы, а стержневая мельница питается от дробления с замкнутым контуром.

Шаг 3

Общая мощность, необходимая для стержневой мельницы = Вт × Q = 3,20 × 200 = 640 кВт

Шаг 4

Предварительный выбор имеющейся в продаже стержневой мельницы теперь можно сделать у производителя каталог. Например, каталог Эллис Чалмер показывает, что для мельницы ближайшего размера потребуется 655 кВт [2].Такая мельница будет иметь следующие ориентировочные размеры:

Длина мельницы = 4,88 м

Диаметр мельницы = 3,51 м (внутренний диаметр = 3,31 м)

Длина штанги = 4,72

Нагрузка на штангу = 40%

Заряд штанги = 90,7 т

Шаг 5

Коэффициент эффективности диаметра, F ₃ на шаге 2, теперь можно определить с помощью уравнения (8.10) (рисунок 8.10). Поскольку ID фабрики был предварительно установлен как 3.31 м, тогда

F3 = 2,443,3 · 10,2 = 0,941 для D <3,81 м

Следовательно, скорректированная мощность = 640 × 0,941 = 602 кВт.

Шаг 6

Снова обращаясь к характеристикам стержневой мельницы Allis Chalmer в Приложении B-4, для потребляемой мощности мельницы 618 кВт, в конечном итоге будет подходящей следующая мельница:

Длина мельницы = 4,86 ​​м

Диаметр фрезы = 3,35 м (внутренний диаметр = 3,15 м)

Длина штанги = 4,72 м

Нагрузка на штангу = 45%

Масса штанги = 93.5 т

Фактор F ₆ зависит от степени обжатия и может быть рассчитан после того, как будут установлены L и D мельницы. В данном случае:

R * = 8 + 5 4,723,15 = 15,5

Поскольку ( R – R ^* ) = (16,0 – 15,5) = 0,5, коэффициент F ₆ равен не применяется, и расчетная мощность мельницы остается прежней, как и окончательные размеры мельницы.

Пример 8.2

Контур стержневой мельницы – шаровой мельницы:

Рассмотрим установку в примере 8.1 вместе со следующими дополнительными данными:

Индекс измельчаемости шаровой мельницы = 12,0 кВтч / т

Размер продукта из шаровая мельница = 150 мкм

Определите размер шаровой мельницы, работающей в замкнутом контуре.

Решение

Шаг 1

Выгрузка из стержневой мельницы является подачей в шаровую мельницу. Следовательно, в этом случае работа W будет

W = 12.0 × 10 1150-11000 кВтч / т

Шаг 2 Поправки к значению рабочего индекса

Поправочные коэффициенты F ₁ и F ₂ не применяются

Поправочный коэффициент F ₃ будет рассчитывается после определения диаметра фрезы.

Поправочный коэффициент F ₄ .

Проверьте превышение размера с помощью уравнения (8.12).

FOPT = 4000 13 × 1.112.00.5 = 4367 мкм

Размер исходного материала (1000 мкм) меньше этого оптимального размера исходного материала; следовательно, поправку применять не нужно.

Поправочный коэффициент F ₅ не применяется, поскольку в этом случае P ₈₀ > 75 мкм.

Поправочный коэффициент F ₆ определяется после оценки размеров стана.

Поправочный коэффициент F ₇ не применяется, так как коэффициент уменьшения больше 6 (1000/150 = 6,7)

Поправочный коэффициент F ₈ не применяется

Шаг 3

Требуемая мощность мельницы = 6.0 × 200 = 1200 кВт

Step 4

Чтобы определить коммерчески доступную шаровую мельницу, которая будет соответствовать условиям, обратитесь к литературе производителя, например, Allis Chalmers, опубликованной Rowland and Kjos [2]. Исходя из табличных данных, загрузка мельницы и другие характеристики, соответствующие потребляемой мощности 1273 кВт, составляют

Длина шаровой мельницы = 4,57 м

Диаметр шаровой мельницы = 4,57 м (внутренний диаметр футеровки = 4,39 м)

Нагрузка на шаровую мельницу = 35%

Масса заряда шара = 113 т

Размер шара = 64 мм

Шаг 5

Коэффициент эффективности диаметра, F ₃ , на шаге 2 теперь можно определить с помощью уравнения (8.10) (рисунок 8.10). Поскольку внутренний диаметр мельницы был предварительно установлен как 4,39 м, то

F ₃ = 0,914, поскольку D > 3,81 м

Следовательно, поправочный коэффициент F ₃ = 0,914

Шаг 6

Коэффициент F ₆ зависит от передаточного отношения и L и D мельницы. В данном случае

R = 1000150 = 6,7

R * = 8 + 5 4,574,39 = 13,2

Поскольку ( R – R ^* ) = (6.7 – 13,2) = – 6,5, что превышает –2, необходимо применить коэффициент F ₆ .

Поправочный коэффициент F ₆ оценивается с использованием уравнения (8.16):

F6 = 1 + 0,0067 (R − R *) 2 = 1 + 0,0067 (−6,5) 2 = 1,28

Скорректированная мощность мельницы, тогда дается по формуле

Общая мощность, необходимая для шаровой мельницы = 1200 × 0,914 × 1,28 = 1407 кВт

Снова обращаясь к таблице производительности шаровой мельницы Эллиса Чалмерса, для потребляемой мощности мельницы 1412 кВт подходят такие же размеры мельницы. при увеличении шарового заряда до 45% при массе заряда 144 т.

(PDF) Анализ отказов вала высокоскоростной ведущей шестерни

, наблюдаемых на валу, рис. 8. Усталостные трещины при кручении

обычно начинаются с продольного сдвига (вдоль оси вала

) или поперечного сдвига (перпендикулярно) к оси вала

) [5,6]. На более поздних стадиях роста трещины одна трещина

из пары росла намного быстрее, чем другая, и выступала в качестве первичного источника разрушения

[3], рис. 3. Затем эта трещина увеличивалась на

в зоне усталости.В это время рост трещины

был, вероятно, медленным. Наличие и ориентация отметок реки

позволяет предположить, что направление роста усталостной трещины

изначально было в одном направлении (рис. 3а). Однако при изменении плоскости трещины

усталостная трещина выросла, рис. 3б.

На этой стадии произошло изменение нагрузки, вызвавшее изменение скорости роста трещины на

и, следовательно, на

отметок или отметок пляжа, Рис. 4 [7].

Наблюдалось также несколько следов трещотки, рис. 5.

Они указывают на множественные вторичные источники

трещин, а также показывают, что высокие концентрации напряжений составляли

, связанные с зазубринами. Края меток храповика

были скошенными, что указывает на то, что основная нагрузка, вызвавшая отказ

, была крутильной. Размер зоны перегрузки или зоны быстрого разрушения

указывает на то, что вал не был сильно нагружен

во время окончательного отказа; однако было

высоких концентраций напряжения [5].

Поверхность трещины была заметно изогнута в сторону подшипника

, рис. 17. Это также подтверждает, что концентрация напряжений

, вызванная зазубринами, сыграла значительную роль в возникновении разрушения

, поскольку поверхность трещины обычно изогнута

в сторону зоны концентрации напряжений. Если бы концентрация напряжений

не играла важную роль, поверхность трещины

была бы по существу плоской [5].

При моделировании испытаний на одноосную усталость образцы

с трещинами показали те же особенности, что и на поверхности излома

вала.В высокопрочных материалах

типичные признаки усталости, такие как бороздки, обычно не проявляются

[8,9]. Отсутствие бороздок также было отмечено в

в этом случае, а электронная микроскопия выявила очень похожие особенности

, хрупкие и в основном межкристаллитные трещины на вышедшем из строя валу

и на усталостных образцах. Эти наблюдения

подтвердили наличие усталости вала.

Вывод

Во время обслуживания произошел заедание на поверхности вала в области

под внутренним кольцом «A».Захват был начат

из-за неизвестных факторов, но, вероятно, из-за потери смазки

или перегрузки. Заедание было начато

под внутренним кольцом «А». В результате заедания материал

с вала прилип к внутренней поверхности кольца, вызывая задиры, трекинг

и попадание мусора. Возникающие в результате высокие концентрации

напряжений в областях с сильными царапинами на внешней стороне

вала вызвали образование пар трещин усталости при кручении

.Однако, несмотря на то, что были созданы высокие сосредоточенные напряжения

, фактические нагрузки на вал были умеренными или

низкими. Из-за усталостных трещин при кручении в точках

начались разрушения, и вал разрушился катастрофически. Важно подчеркнуть, что макроэлементы трещины

были типичными для усталости, а микрохарактеристики

– нет. Результаты также подчеркивают важность лабораторного подтверждения постулируемых процессов отказа.

Ссылки

1. ASM Metal Handbook, Properties and Selection, Iron and Steel,

vol. 1, 9 изд., С. 405. Американское общество металлов, Metals Park,

OH (1978)

2. Кауфман, H.N., Boyd, J., Gillette, C.R., Ruley B.T .: General

Lubrication Engineering Practice: Bearings, vol. 2. С. 20–29.

CRC Press Inc., Бока-Ратон (1984)

3. Справочник по металлам, Анализ и предотвращение отказов, т. 10, 8-я

изд., п. 101. Американское общество металлов, Металл Парк, Огайо (1975)

4. Драго, Р.Дж .: Основы конструкции зубчатых колес, с. 218. Баттервортс,

Бостон (1988)

Рис. 17 Две стороны сломанного вала, левая изогнута

в сторону подшипника

Рис. 16 Принципиальная схема самозагрузки

J Fail. Анальный. и Preven. (2009) 9: 470–478 477

123

Частотные и вибрационные характеристики высокоскоростной зубчатой ​​передачи-ротора-подшипника с трещиной корня зуба с учетом сложного динамического люфта

Учитывая микроструктуру поверхности зуба и динамические характеристики вибрационные реакции, для системы зубчатой ​​передачи используется составная модель динамического люфта.На основе теории фракталов и динамического межцентрового расстояния, соответственно, представлен динамический люфт, и метод потенциальной энергии применяется для вычисления изменяющейся во времени жесткости зацепления, включая исправную зубчатую систему и систему зубчатой ​​передачи с трещинами. Затем устанавливается связанная с 16 степенями свободы трансмиссия поперечно-крутильная шестерня-ротор-подшипник с трещиной. Описываются характеристики неисправности в форме сигнала во временной области, частотной характеристике и статистических данных. Проанализировано влияние трещины на изменяющуюся во времени жесткость зацепления.Сравнивается виброотклик трех моделей люфта. Детально исследуется динамический отклик системы при увеличении глубины трещины. Результаты показывают, что неисправности промежуточного вала более очевидны. Явные колебания представлены в форме волны во временной области, а боковые полосы могут быть обнаружены в частотных характеристиках, когда появляется трещина в корне зуба. Влияние составного динамического люфта на систему более очевидно, чем фиксированного люфта и люфта с изменяющимся межосевым расстоянием.Вибрационное смещение вдоль направления зацепления и динамическая сила зацепления возрастают с увеличением глубины трещины. Люфт и изменение межцентрового расстояния демонстрируют разные тенденции с увеличением глубины трещины при разных скоростях вращения. Амплитуда боковых полос увеличивается с увеличением глубины трещины. Амплитуда умножения частоты вращения имеет очевидное изменение с ростом глубины трещины. Боковые полосы частоты умножения частоты зацепления показывают более подробную информацию о системе со сложным люфтом и трещиной.

1. Введение

Системы зубчатой ​​передачи широко используются во многих областях машиностроения, которые используются для передачи мощности и изменения скорости. Стабильная работа – необходимое условие для зубчатой ​​передачи. Таким образом, механизм и динамические характеристики отказа зубчатой ​​передачи являются основными предметами в динамической области.

Неисправность редуктора тесно связана с зубом шестерни, включая выкрашивание, точечную коррозию, трещину и сломанный зуб, что потенциально может привести к полному повреждению.Для точного обнаружения и диагностики в системе зубчатой ​​передачи разработаны характеристики вибраций и неисправности системы зубчатой ​​передачи с неисправностью [1–3].

Типичными видами повреждений являются разрушение из-за трещин и выкрашивание. Вибрационные характеристики зубчатой ​​передачи тесно связаны с изменяющейся во времени жесткостью зацепления (TVMS) зубчатой ​​пары. Ян и Лин [4] рассчитали TVMS методом потенциальной энергии с учетом осевой энергии сжатия, энергии Герца и энергии изгиба.Тиан [5] дополнительно исследовал TVMS зубчатой ​​пары с трещиной. Govind et al. [6] изучали TVMS, поведение трещин и вибрационные характеристики цилиндрической зубчатой ​​передачи. Chen et al. В [7] представлены две усовершенствованные расчетные модели жесткости основания галтеля зубчатого колеса. Когда в зубчатой ​​паре появлялась трещина большой длины, сравнивали точность расчета двух моделей. Чен и Шао [8] разработали метод расчета жесткости зацепления зубчатой ​​пары с учетом модификации профиля зуба и трещины в корне зуба.

Многие выдающиеся ученые внесли большой вклад в исследование здоровой зубчатой ​​системы. Чжоу и др. В [9] представлена ​​соединенная система шестерня-ротор с поперечным кручением с 16 степенями свободы с учетом кусочно-периодической жесткости, трения и эксцентриситета, а также подробно проанализированы состояния движения и изменения частоты. Кроме того, люфт является важным фактором для обеспечения плавной и надежной работы. Chen et al. [10] исследовали динамический люфт с фрактальной особенностью и влияние динамического люфта на систему передач с 2 степенями свободы.Ли и др. [11] исследовали TVMS, на которые влияют изменения профиля зуба, и разработали бифуркационные характеристики зубчатой ​​системы. Сян и Гао [12] рассчитали дифференциальное уравнение модели зубчатой ​​передачи с динамическим трением, TVMS и динамическим люфтом на основе метода Рунге – Кутта 4-го порядка и наблюдали эффект динамического люфта и эксцентриситета шестерни при различных скоростях вращения.

Многие ученые проделали кучу работ для коробки передач с трещинами.Saxena et al. [13] изучали влияние жесткости зацепления и демпфирования на гибкую систему ротор-вал. Они подробно исследовали вибрационные характеристики и частотные характеристики. Мохаммед и Рантатало [14] создали динамическую модель шестерни с шестью степенями свободы для изучения собственной частоты и временной частоты с трещинами разных размеров. Саид и др. [15] исследовали вибрационные отклики при наличии одно- и многозубых одновременных трещин с использованием метода конечных элементов (МКЭ). Ma et al. [16] установили перфорированную зубчатую передачу с разной степенью трещин.Подробно проанализированы пути распространения зубчатой ​​трещины, частотные составляющие и значения частот. Ma et al. [17] построили модель жесткости зацепления для системы зубчатых колес с трещинами, и влияние глубины трещины и начального положения было проанализировано с помощью МКЭ. Chen et al. [18] представили метод расчета жесткости зацепления для неоднородной трещины корня зуба по ширине зуба. Сравнивались жесткость зацепления и отклик на вибрацию, рассчитанные по трем различным алгоритмам. Ма и Чен [19] создали систему зубчатых передач с 4 степенями свободы для исследования динамических характеристик и вибрационных откликов при локальном отказе и изучения механизма отказа.Hu et al. [20] представили динамическую модель узла конечных элементов для зубчатого колеса с трещиной. Были проанализированы среднеквадратичные значения параметров зубчатой ​​передачи, формы колебаний и частотных спектров. Чен и Шао [21] исследовали влияние трещины на планетарную зубчатую передачу. Лю и др. [22] исследовали вибрационные характеристики планетарной передачи при появлении трещины корня зуба на солнечной шестерне.

Для исследования трещин некоторые ученые посвятили себя созданию простой модели шестерни, такой как упрощение люфта в качестве фиксированного значения, использование периодической жесткости зацепления и создание модели с несколькими степенями свободы.В этой статье установлена ​​система передачи со связанными поперечно-крутильными зубчатыми колесами и ротором с 16 степенями свободы с учетом динамического люфта составного типа, TVMS, эксцентриситета и силы трения. Определен сложный динамический люфт на основе характеристик микроструктуры и вибрационных характеристик. TVMS рассчитывается методом потенциальной энергии. Эта сложная модель используется для исследования влияния разломов трещин и исследования особенностей разрушения трещин. Вибрационные характеристики зубчатой ​​передачи исследуются путем анализа влияния изменения скорости вращения и глубины трещины.Дифференциальные уравнения движения решаются численным методом Рунге – Кутта. Показаны результаты моделирования, включая формы сигналов во временной области, спектры в частотной области и графики водопада. Мы акцентируем внимание на влиянии роста глубины трещины на сложную зубчатую передачу. Амплитудная статистика боковой полосы обеспечивает эффективную справочную информацию для мониторинга состояния и диагностики неисправностей системы зубчатая передача-ротор-подшипник.

2. Динамическая модель системы зубчатая передача-ротор-подшипник

2.1. Модель с сосредоточенной массой зубчатой ​​системы

Модель с сосредоточенной массой зубчатой ​​системы состоит из входной, шестерни, валов, подшипника и выхода. Эта модель описана на рисунке 1. O ₁ ( x ₁ , y ₁ ) и O ₂ ( x ₂ , y _{2 2 2 ) являются центрами двух шестерен. и являются центрами тяжести двух шестерен. м i ( i = 1, 2) – качество шестерен. J 1 и J 2 представляют моменты инерции шестерни. м bi ( i = 1, 2, 3, 4) представляют качество подшипника. J d и эквивалентны инерции вращения входных и выходных клемм. Жесткость на кручение и демпфирование вала определяются по формулам k ti и c ti ( i = 1, 2). k si и c si ( i = 1, 2) – это соответственно поперечная жесткость и демпфирование. c bi ( i = 1, 2, 3, 4) эквивалентны демпфированию подшипников, включая направление x и направление y . В направлениях x и y , F xi и F yi ( i = 1, 2, 3, 4) определяются как нелинейные опорные силы. ρ i ( i = 1, 2) представляют собой эксцентриситет. φ i () – это, соответственно, угловые смещения шестерни, шестерни, входа и выхода, а угловые смещения складываются из углового смещения ω i t ( i = 1, 2) и микроскопическое смещение θ i ( т ). Согласно геометрическому соотношению, уравнения для перемещения шестерен и входа / выхода задаются как}

Из-за эксцентриситета шестерен вращающиеся геометрические центры O ₁ ( x ₁ , y ₁ ) и O ₂ ( x ₂ , y ₂ ) и центров масс и находятся в разных положениях.Уравнения взаимосвязи находятся как

. В плоскости xoy упругая деформация валов может быть определена как где-то, так как где-то можно вычислить как где-то, где представлены расстояния между центрами шестерен и центрами подшипников и – длина валов. Деформация между двумя шестернями в направлении зацепления δ ( t ) определяется тем, где статическая ошибка передачи e ( t ) вызвана производством и сборкой, а r _{b 1} и r _{b 2} – радиусы основной окружности шестерни.Эту ошибку можно рассматривать как синусоидальную функцию e ( t ) = e ₀ + e _r sin ( ω _m t

+ + _м ) [9], где e ₀ и e _r по отдельности представляют среднее значение и амплитуду ошибки, а φ _м и ω м м _м – соответственно начальная фаза и частота зацепления. ω _м частота зацепления выражается как ω _м = 2 πn ₁ z ₁ /60 (2 πn

32 _{2 2 /60). z 1 и z 2 – зубья шестерен. n 1 и n 2 – скорость вращения шестерен.}

Динамическая сила зацепления (DMF) F _м ( j = 1, 2) может быть определена как состояние зацепления с одним зубом при j = 1, в то время как состояние двойное -зубчатое зацепление при j = 2. k _ti ( i = 1, 2) и c _m – это TVMS и демпфирование зацепления, соответственно. f ( δ ) – это функция люфта в системе передач, которая определяется как [23], где b _h ( t ) – динамический люфт шестерни, а ψ – нелинейный коэффициент. Демпфирование зацепления определяется по формуле c _m . b _h ( t ) представлена ​​в разделе 2.3.

2.2. Изменяющаяся во времени жесткость зацепления для зубчатых колес с трещиной в зубе

Модель жесткости при зацеплении зубчатой ​​пары с трещиной корня зуба была описана Тианом в 2004 году. Энергетический метод был использован для решения задачи математического моделирования жесткости зубчатого зацепления. На основании исследований мы дополнительно исследовали зубчатую систему с трещиной корня зуба с изменяющейся во времени жесткостью зацепления. Схематический график трещины зуба показан на рисунках 2 (а) и 2 (б).

Потенциальная энергия зубьев зацепляющей шестерни показана следующим образом [21]:

I _x и A _x эквивалентны моменту инерции площади и площади секции соответственно [5], а G представляет модуль сдвига.Они определяются как где h _x – расстояние между точкой кривой зуба и центральной линией зуба [5].

Для процесса зацепления с парой отдельных зубьев общая жесткость зацепления для шестерен с трещиной зуба может быть задана следующим образом: k _h – контактная жесткость по Герцу, k _s – величина жесткость на сдвиг, k _b – жесткость на изгиб, а k _a – жесткость на осевое сжатие.И k _h можно определить как где E – модуль Юнга, а L – ширина поверхности зуба. представляет собой коэффициент Пуассона. Кроме того, k _b , k _s и k _a может быть выражено как

. для шестерен с трещиной в зубе может быть дано где i ( i = 1, 2) – первая или вторая пара зубьев зацепления.

Когда на зубчатой ​​паре появляется трещина корня зуба, I _xc и A _xc выражаются как где h _c представляет расстояние между корнем трещины и центральная линия зуба. Остальные параметры и формулы приведены в [4, 5, 21].

Общая эффективная жесткость зацепления определяется уравнениями. Положение трещины – корень зуба шестерни. Уравнение (14) вводится в уравнение (8), после чего можно рассчитать TVMS.Изменяющаяся во времени жесткость зацепления может быть обеспечена, как показано на рисунке 3.

2.3. Динамический люфт

В процессе зацепления шестерен люфт является одним из наиболее важных факторов. Люфт – это расстояние между двумя профилями зубьев. Для предотвращения заклинивания шестерен и обеспечения смазки шестерен должен существовать люфт. Шероховатая поверхность зуба не считается неотъемлемой характеристикой. На разрезе построена составная модель динамического люфта с учетом шероховатой поверхности зуба и вибрационной характеристики зубчатой ​​передачи.Эскиз люфта показан на рисунке 4. Относительное смещение возникает, когда две шестерни с шероховатой поверхностью входят в зацепление.

Динамический люфт b _h ( t ) состоит из микроскопического люфта и колебательного люфта b ( t ). Для аппроксимации шероховатой поверхности зуба используется фрактальная функция W-M. Микроскопический люфт, который представляет собой характеристику шероховатой поверхности зуба, может быть определен как [24–26], где L _s – ширина выборки, γ ⁿ – пространственная частота профиля боковой поверхности , G _c – характеристический масштабный коэффициент, а D представляет фрактальную размерность, контролирующую сложность фрактальной кривой.Соотношение между G _c и R _q определяется следующим образом: ω _k и ω _h равны соответственно нижней частоте отсечки верхняя частота среза. Когда в зубчатой ​​системе появилась вибрация, межосевое расстояние шестерен меняется. При изменении межосевого расстояния шестерен люфт должен возникать непостоянно. Люфт при изменении вибрации b ( t ) и динамическое межосевое расстояние a можно определить как [27, 28], где a ₀ представляет начальное межцентровое расстояние, α ₀ – угол давления , а b ₀ представляет фиксированный люфт.Упрощенная модель межцентрового расстояния показана на рисунке 5 (а).

Когда на поверхности зубьев появляется трещина, динамическое межосевое расстояние a увеличивается. Динамический люфт с трещиной составляет

2.4. Сила трения

Из-за того, что точки контакта зацепления расположены в разных положениях, направление силы трения должно быть разным. Таким образом, сила трения периодически изменяется при смене точек контакта. Трение определяется как состояние зацепления с одним зубом при j = 1, а состояние – зацепление с двумя зубьями при j = 2.- коэффициент направления силы трения, μ – коэффициент трения поверхности шестерни, а F _mi – сила динамического зацепления.

представляет относительную скорость скольжения в точке зацепления M пар зубьев на рисунке 5 (b), которая может быть определена как где и находится, соответственно, в точке зацепления M и описывается следующим образом:

Трение крутящий момент определяется как где и, соответственно, фрикционные рычаги и определены как

2.5. Модель шарикового подшипника

На рисунке 6 показана модель шарикового подшипника. Наружное кольцо крепится к подушке подшипника. Внутреннее кольцо прикреплено к валу. Тела качения равномерно распределены между внутренним и наружным кольцами. и представляющие скорости точки контакта между телами качения и внутренним / наружным кольцами, задаются следующим образом: где R и r – радиусы внутреннего и внешнего колец, а угловые скорости внутреннего и внешнего колец равны ω _i и ω _o. Скорость клетки выражается как

Из-за ω _i = ω и ω _o = 0, угловая скорость клетки определяется как

Мгновенное угловое смещение i -й элемент качения определяется как где N _b – количество катящихся шариков и – угловая скорость сепаратора.

Деформация i -го шарика качения может быть описана как γ ₀ представляет собой зазор подшипника.Контактная теория Герца используется для вычисления контактной силы. Контактное усилие тела качения i f _i можно определить как где K _b – контактная жесткость по Герцу, а H ( x ) – функция Хевисайда. Таким образом, опорные силы равны

2.6. Математическая модель GRBS

Нелинейное дифференциальное уравнение (33) GRBS возникло из уравнения Лагранжа.

c _{t 1} , c _{t 2} , c _{s 1} , и c _{s 2} амортизаторы деформации, соответственно и представлены где k _{s 1} , k _{s 2} , k _{t 1} и k _{t 2 жесткость на изгиб и жесткость на изгиб валов. c bij ( i = x , y ) ( j = 1, 2, 3, 4) эквивалентны демпфированию подшипников в направлениях x и y .}

Установлена ​​модель зубчато-роторно-подшипникового узла с сильными нелинейными и изменяющимися во времени характеристиками. В систему включены динамический люфт и изменяющаяся во времени жесткость зацепления с трещиной. Основные параметры приведены в таблицах 1 и 2.

α3 201231 ° 83 T Параметр Символ Числовое значение Угол давления Момент инерции Дж 1 / Дж 2 7.1 × 10 −3 /1,39 × 10 −4 кг · м 2 Момент инерции ввода / вывода 1,25 × 10 −4 / 5,75 × 10 −4 кг · м 2 Масса м 1 / м 2 2,6 / 0,9 кг Жесткость подшипников 9126 9126 k 2 2/2 × 10 8 Н · м −1 Зубья z 1 / z 2 30/20 Модуль м 4 мм Ширина зубца L 0.03 м Среднее значение / амплитуда ошибки передачи e 0 / e r 2 × 10 −5 /3 × 10 −5 м Эксцентриситет ρ 1 / ρ 2 3 × 10 −5 /2 × 10 −5 м Приводной момент 270 Н · м Момент нагрузки T d 160 Н · м Коэффициент демпфирования зубчатого зацепления ξ м 0 .02 Коэффициент демпфирования вала ξ с / ξ т 0,1 / 0,1 Параметр Символ Числовое значение Радиус наружного кольца подшипника R 1 / R 90 2 .031 / 0,021 м Радиус внутреннего кольца подшипника r 1 / r 2 0,02 / 0,015 м Контактная жесткость 5 9018 K b2 13,34 × 10 9 / 10,56 × 10 9 Нм 3/2 Зазор подшипника γ 01 / γ 02 / γ 02 × 10 −5 /2 × 10 −5 м Номер шара N 1 / N 2 14/18 00 3.Динамический ответ и обсуждение 3.1. Сравнение трех моделей люфта В этом разделе три модели люфта исследуются по одним и тем же параметрам. Формы сигналов во временной области и частотные спектры показаны на рисунках 7 и 8. Форма сигнала фиксированного люфта стабильна, как показано на рисунке 7 (а). Форма волны вибрации динамического люфта, основанная на модели динамического межцентрового расстояния, вызывает значительные колебания на Рисунке 7 (b). Хорошо видно, что колебания вибрационного смещения модели составного динамического люфта являются самыми большими на рисунке 7 (c).Кроме того, амплитуда 10 f r1 имеет очевидное различие между рисунками 8 (a) –8 (c). Частотные составляющие сложного динамического люфта больше других. Очевидно, что формы сигналов, частотные составляющие и амплитуда сильно различаются для трех моделей. 3.2. Динамический отклик зубчатой ​​системы с трещиной на корне зуба На основе уравнения модели зубчатой ​​трансмиссии (30) для исследования влияния на систему перечисляются вибрационные отклики зубчатой ​​системы с разной глубиной трещины.Фрактальная размерность D принята равной 1,5, а коэффициент трения μ = 0,05. Глубина трещины устанавливается от нуля до сорока процентов толщины зуба. Принимая во внимание различные скорости вращения шпинделя, такие как 600 об / мин, 1800 об / мин и 3000 об / мин, характеристики отклика исследуются при различной глубине трещины. На рисунках 9 (a) –9 (d) представлены среднеквадратичные значения каждого значимого параметра, включая динамическую силу зацепления F м , изменение динамического межосевого расстояния шестерен, полную упругую деформацию δ ( т ), а люфт б ч ( т ) шестерни.По-видимому, на рисунке 7 (а) он является стационарным для скорости 600 об / мин синей линии с увеличением глубины трещины. В пределах 0–30% зеленая кривая RMS b h ( t ) мало отличается. При частоте вращения 3000 об / мин максимальное значение красной линии b h ( t ) составляет 22% трещины. Динамическая сила зацепления F м увеличивается с увеличением глубины трещины в диапазоне от 0% до 30% на Рисунке 9 (b), при настройке на 1800 об / мин или 3000 об / мин.Это указывает на то, что F м увеличивается с глубиной трещины в пределах высокой скорости. Но в диапазоне малых оборотов он немного уменьшается. Когда трещина является серьезной в диапазоне от 30% до 40%, F м со скоростью 600 об / мин и 3000 об / мин имеет быстрое колеблющееся увеличение. Однако F м 1800 об / мин – быстрое падение. RMS полной упругой деформации δ ( t ) скорость увеличивается с увеличением глубины трещины на Рисунке 9 (c).Но это падение с увеличением скорости. Изменение межцентрового расстояния показано на рисунках 9 (d) и 10 (a) –10 (c). Чем больше установленная скорость, тем меньше значение отклонения межосевого расстояния. Увеличенный вид каждой скорости показан на рисунке 10. Когда скорость низкая, RMS медленно увеличивается в диапазоне от 0% до 30% и быстро растет в пределах от 30% до 40%. С увеличением скорости рост волатильности показан на рисунках 10 (b) и 10 (c). Значение, соответствующее трещине 22%, является минимальным значением.Значение, соответствующее трещине 40%, является максимальным значением. 3.3. Вибрационные отклики и частотные характеристики с разной глубиной трещин Чтобы изучить влияние трещины на динамические характеристики системы, форма волны во временной области и отклик в частотной области показаны с разной глубиной трещины. Скорость вращения установлена ​​на 3000 об / мин. Глубина трещины установлена ​​на 0%, 10% и 30% толщины зуба. Рисунки 11 (a) –11 (e), 12 (a) –12 (e) и 13 (a) –13 (e) отображают вибрационные смещения шестерен и подшипников, которые, соответственно, составляют 0%. , 10% и 30% толщины зуба.На рисунках (14) – (16) показаны отклики в частотной области на разной глубине трещины. Для исправной зубчатой ​​передачи, показанной на Рисунке 11 (b), колебания вибрационного смещения в направлении кручения ( θ 1 ) более очевидны, чем другие. Это указывает на то, что реакция вибрации в направлении кручения ( θ 1 ) более чувствительна к нелинейным факторам и возбуждению. На рисунке 11 (e) эти факторы в меньшей степени влияют на вибрацию подшипника. Форма волны во временной области теоретически будет существовать как импульс при появлении трещины в корне зуба. Хотя изменение формы волны во всех направлениях очевидно на рисунках 12 и 13, импульс покрывается флуктуациями, вызванными другими факторами возбуждения. Итак, форма импульса, которая должна была быть сформирована, не так очевидна. Амплитуда шестерни в направлении x 2 заметно увеличивается из-за разлома трещины, и изменение формы волны также очевидно на рисунках 12 (c) и 13 (c).Кроме того, амплитуда в других направлениях немного увеличилась, как показано на рисунках 12 (a), 12 (b), 13 (a) и 13 (b). Вибрационная характеристика подшипника – одна из тех, на которые меньше всего влияет на рисунках 12 (d), 12 (e), 13 (d) и 13 (e). Очевидно, что влияние трещины корня зуба на виброотклик компонентов зубчатой ​​передачи иное. В случае вибрационного отклика в направлении x 2 статистические данные результатов показывают, что амплитуда трещины на 10% увеличивается на 1.428 раз, чем здоровая система. Амплитуда увеличивается в 1,735 раза, чем в здоровой системе. Но скорость увеличения амплитуды вибрации на подшипнике не превышает 15%. Кроме того, форма сигнала во временной области более интенсивно колеблется в направлении x 2 . Для поперечных () и продольных () вибраций подшипника формы волны вибрации становятся более разупорядоченными из-за появления трещины в корне зуба, как показано на рисунках 12 (d), 12 (e), 13 (d) и 13 (e). ). Но меньше меняются амплитуды вибрации. На рисунках (14) – (16) показаны, соответственно, частотные спектры исправной зубчатой ​​системы, зубчатой ​​системы с трещиной 10% и зубчатой ​​системы с трещиной 30%. Частота вибрации исправной зубчатой ​​передачи поясняется на рисунках 14 (a) –14 (i). В спектрах здоровых частот, очевидно, видно, что частота вращения f r1 ( f r1 = n 1 /60 = 50 Гц) и частота сетки f m ( f m = n 1 z 1 /60 = 1500 Гц) представлены на рисунке 14.Однако, помимо f r1 и f m , частота вращения f r2 ( f r2 = n 2 /60 = 75 Гц), переменная жесткость f b1 ( f b1 = N 1 r 1 n 1 /60 ( R 1 +32 r) 274,3 Гц) и f b2 ( f b1 = N 2 r 2 n 2 /60 ( R 2 9018 2 ) = 563.4 Гц) и комбинированной частоты 0,5 f m (10 f r2 ), 2 f m , 3 f m , f m – f b1 , f m + f b1, и f m – f b2 можно наблюдать в частотных спектрах. Частота зацепления f m – самая высокая амплитуда, а (0.5 f m ) 10 f r1 является вторым по величине в направлении y 1 и θ 1 , как показано на рисунках 14 (a) и 14 (b). Кроме того, частоту умножения частоты зацепления f m можно увидеть на рисунках 14 (d) и 14 (e), в том числе 2 f m , 3 f m , 4 f m , 5 f m , 6 f m , 7 f m , 8 f m , 9 f m , 10 f m , и 11 f m .Для дальнейшего изучения частоты вибрации подшипника представлены Рисунки 14 (f) –14 (i). Ясно видно, что f m являются самой высокой амплитудной частотой. Но частотные составляющие поперечной ( x b 1 , x b 3 ) более многочисленны, чем продольные ( y b 1 , y 2 b y 2 b 3 ). Для трещины 10% боковые полосы вблизи частотных составляющих умножения можно найти на рисунках 15 (b) и 15 (d).Диапазон всей боковой полосы 8 f m составляет 20 f r2 . Кроме того, значительным явлением для системы с ранними трещинами является то, что очевидная частота умножения f r2 (75 Гц) наблюдается на рисунках 15 (f) –15 (i). Это явление не наблюдается в системе здоровой передачи. В частотных спектрах подшипников боковые полосы в направлениях x b 1 и x b 3 более очевидны, чем в y b 1 и y 8532 b 8532 b направлений.Кроме того, амплитуда 0,5 f m (10 f r2 ) увеличивается во всех направлениях. По мере увеличения глубины трещины изменения амплитуд частоты зацепления и частоты размножения не очевидны. Но боковые полосы частоты умножения f m заметно изменены трещиной. На рисунках 15 (c), 15 (e), 16 (c) и 16 (e) амплитуда боковой полосы постепенно увеличивается с увеличением глубины трещины.Для трещины 30% частотная составляющая становится более сложной, чем ранняя трещина (10%) и здоровая система. 0,5 f m (10 f r2 ) и f m являются доминирующими частотами во всех направлениях. Статистические данные боковых полос показаны в таблицах 3 и 4. В таблицах 3 и 4 амплитуды боковой полосы резко увеличиваются при изменении глубины трещины от 10% до 20%. От 20% до 30% вариации будут постепенно увеличиваться или уменьшаться. частота, соответственно, первая частота , а остальные линии показывают скорость роста при увеличении каждой трещины на 10%. 9050 10 Глубина трещины (%) 8 f м – 6 f r2 (Гц) Амплитуда (× 907 10 ) −6 8 f м – 3 f r2 (Гц) (a) Амплитуда (× 10 −6 м) 8 f m + 3 f r2 (Гц) (a) Амплитуда (× 10 −6 м) 8 f m + 6 f r2 (Гц) a Амплитуда × 10 −6 м) 0 11550 ≈0 11775 ≈0 12225 ≈0 12450 ≈ 9048 230.4% 16,2% 0,0913 172,0% 10,0% 0,1103 159,6% −24,5% 0,1489 130,0% −43,3% 0,1741 200482 0 9050 0,3009 0,3866 0,4004 30 0,3503 0,3309 0,2918 0,2270 Глубина трещины (%) 8 f м – 6 f r2 (Гц) 50 (Гц) 50 м) 8 f м – 3 f r2 (Гц) (a) Амплитуда (× 10 −8 м) 8 f м + 3 f r2 (Гц) (a) Амплитуда (× 10 −8 м) 8 f м + 3 f r2 (Гц) a Амплитуда (× 10 −8 м) 0 11550 ≈0 11775 ≈0 12225 ≈0 12450 10 192.10% 0,0846 0,1048 30 0,0720 0,0767 0,0922 0,0978 боковая полоса а другие линии показывают скорость роста, когда каждая трещина увеличивается на 10%. Для дальнейшего исследования влияния трещины корня зуба на рис. 17 можно увидеть карты водопада с разной глубиной трещин во всех направлениях. Амплитуда 0,5 f м (10 f r2 ) в направлении y 1 увеличивается в диапазоне (0%, 22%) на рисунке 17 (a). При глубине трещины 22% амплитуда 0,5 f м (10 f r2 ) является наибольшей.Затем амплитуда уменьшается в пределах (24%, 40%). Амплитуда 10 f r1 появляется только с небольшим колебанием около трещины 22%. Амплитуда f m показывает меньшее изменение. На Рисунке 17 (b) показана частота умножения f m , включая 5 f m , 6 f m ,…, 10 f m . Боковые полосы появляются около частоты умножения. Эти боковые полосы нерегулярны, а амплитуда боковых полос разная.Правила изменения 0,5 f m (10 f r2 ), f m и 10 f r1 в θ 1 направлении аналогичны правилам y 1 направление, как показано на рисунке 17 (c). Кроме того, на более низкой частоте возникает некоторый шум. В направлении x 2 появляются f r2 и его частота умножения 2 f r2 , 3 f r2 ,…, 10 f r2 231 и некоторые составные частоты 9 f b1 + f b2 , f m – f b2 также присутствует на рисунке 17 (e).Частота умножения f m в направлении x 2 отличается от таковой в направлениях y 1 и θ 1 (сравните Рисунок 17 (f) с Рисунками 17 (b)) и 17 (d)). Амплитуда боковых полос увеличивается с ростом трещины во всех направлениях, как показано на рисунках 17 (b), 17 (d) и 17 (f). Влияние растущей трещины на подшипник показано на рисунках 18 (a) –18 (d). Видно, что изменение частоты поперечных ( x b1 , x b3 ) колебаний более интенсивно, чем у продольных ( y b1 , y b3 ) колебаний. . f b 1 , f b 2 , 0,5 f m, и f m находятся из подшипников x 31 b 3 направление, а амплитуда 0,5 f м (10 f r2 ) изменяется по мере увеличения глубины трещины, как показано на рисунке 18 (a). Количество шумовых частот в спектрах поперечной вибрации больше, чем в частотных спектрах продольной вибрации. На рисунках 18 (b) и 18 (d) частотные компоненты включают 0,5 f m (10 f r2 ), 10 f r1 и f m . . Для всестороннего сравнения, влияние поперечной вибрации более драматично, чем при продольной вибрации от изменения трещины, будь то подшипники или шестерни. Кроме того, помимо боковых полос, 0,5 f m (10 f r2 ) и частоты шума, изменение амплитуды других частотных компонентов незаметно, как показано на рисунке 18. 4. Заключение Нелинейная модель с трещиной-дефектом, составным люфтом и динамической жесткостью была построена для исследования связанных поперечно-крутильных дефектов системы шестерня-ротор-подшипник с 16 степенями свободы. Метод потенциальной энергии используется для анализа эффективной жесткости зацепления и предполагает, что динамический люфт изменяется во времени. Этот изменяющийся во времени люфт состоит из двух частей. Один из них – динамический люфт с фрактальными характеристиками, основанными на микроструктуре поверхности зуба.Другой – изменяющееся во времени межосевое расстояние, основанное на характеристиках вибрации шестерни. Подробно анализируется сравнение между исправной зубчатой ​​передачей и системой разлома трещин, включая формы сигналов во временной области и отклики в частотной области. Результаты анализа представлены следующим образом: (1) Влияние роста трещины на силу зацепления зубчатой ​​системы отчетливо проявляется при высокой скорости вращения. С увеличением трещины разная степень трещины показывает разные вибрационные реакции. Кроме того, при высокой скорости зацепляющая сила медленно увеличивается в диапазоне трещин (0, 30%).Но сила зацепления быстро увеличивается в пределах от 30% до 40% при скорости вращения 600 и 3000 об / мин. Усилие зацепления уменьшается в диапазоне от 30% до 40% при скорости 1800 об / мин. Полная упругая деформация δ ( t ) и изменение межцентрового расстояния в основном зависят от скорости вращения. Кроме того, δ ( т ) и медленно увеличиваются с ростом глубины трещины. Более того, среднеквадратичное значение динамического люфта достигает пика при трещине 22% при скорости 3000 об / мин.Люфт является основной причиной изменения амплитуды 0,5 f m (10 f r1 ). (2) Частота вала и частота умножения доминирующей частоты могут быть найдены в частотной области спектры при появлении трещин в зубчатой ​​системе. Причем амплитуды этих боковых полос и амплитуды частоты размножения деталей увеличиваются с увеличением глубины трещины, но амплитуда частотных составляющих не изменяется.Для этой модели прямозубой шестерни шестерня и вал 2 показывают более очевидные характеристики неисправности, из-за которых эффект боковой полосы и формы волны во временной области становятся более сложными по мере увеличения трещины. Номенклатура Расстояние между корнем и корнем трещина и центральная линия зуба : : Площадь поперечного сечения зуба в точке x : Площадь поперечного сечения зуба в точке после появления трещины x : : Динамический люфт : Микроскопический люфт : Люфт колебания : i = x , y , и j = 1 подшипник демпфирование в направлениях x и y : Демпфирование сетки : i = 1-2, демпфирование изгиба : i i i i i i = 1-2 , демпфирование кручения : Фрактальная размерность, контролирующая сложность фрактальной кривой : Янг ‘ s модуль : Статическая ошибка передачи : Средняя ошибка : Погрешность амплитуды : Трение : – Н , усилие контакта тела качения i : j = 1-2, динамическое усилие : Сила опоры в направлении x : Опорная сила в направлении y : Модуль сдвига : Характерный масштабный коэффициент : Функция Хевисайда : : Расстояние между точками по t Кривая зуба и центральная линия зуба : Момент инерции площади поперечного сечения зуба в точке x : После появления трещины момент инерции площади поперечного сечения зуба при острие x : Жесткость передачи на осевое сжатие : Жесткость на изгиб шестерни : Жесткость контакта по Герцу шестерни : : i = 1-2, жесткость валов на изгиб : TVMS : i = 1-2, жесткость валов на кручение Ширина зуба : Ширина выборки : i = 1 –4, расстояния между центрами шестерен и центрами подшипников : j = 1-2, длина валов : Фрикционный рычаг : Фрикционный рычаг : Основная окружность шестерни : Основная окружность шестерни : Шероховатость среднеквадратичного значения : Момент трения : Фрикционный момент : Фрикционный момент : Энергия осевого сжатия : Энергия изгиба : Энергия сдвига : Скорость качения сепаратора : Скорости точек контакта между элементами кольцо : Скорости точки контакта между телами качения и внешнее кольцо : Скорость в точке зацепления шестерни : Скорость в точке зацепления шестерни : Относительная скорость скольжения в точке зацепления M зуба пары : Абсцисса центров масс : Ордината центров масс : угловое смещение : i = i = , угол поворота i -го шарика качения : Деформация между двумя шестернями вдоль направления зацепления : Упругие деформации вала в направлении x : Упругий деформации вала в направлении y : Деформация i -й шарик качения : Коэффициент направления : Угловая скорость сепаратора : Верхняя граничная частота : Угловая скорость кольца : Угловая скорость внешнего кольца : Нижняя частота среза : Частота зацепления : i = 1-2, эксцентриситет : Коэффициент демпфирования зацепления : Пространственная частота бокового профиля : Коэффициент трения. Добавить комментарий Отменить ответ Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены * Комментарий * Имя * Email * Сайт Рубрики Винторезные станки Вопросы и ответы Карусельные станки Советы мастера Станок 1М63 Токарные станки Фрезерные станки Разное