- •Общие требования к выполнению самостоятельной работы
- •Объем и содержание самостоятельной работы
- •3 Описание внешнего вида механизма
- •4 Кинематический расчет механизмов
- •5 Расчет геометрии передачи и ее деталей
- •Силовой расчет механизмов
- •7 Расчет зацеплений на прочность
- •8 Расчет прочности одного из валов механизма
- •9 Выбор конструкционных материалов
- •Графическая часть работы
- •Библиографический список
5 Расчет геометрии передачи и ее деталей
5.1 Фрикционные передачи
Фрикционные передачи роликами осуществляют передачу
5
движения между параллельными и пересекающимися валами. Сила трения возникает на образующей роликов или на их торцовых поверхностях.
Рисунок 3- Схемы фрикционных передач
Фрикционные передачи роликами осуществляют передачу движения между параллельными и пересекающимися валами. Сила трения возникает на образующей роликов (рисунок 3 а) или на их торцовых поверхностях (рисунок 3 б). Сила нормального давления Q/2 создается силами упругости составляющих дисков 1 и 2. Размеры передачи зависят от диаметров роликов Д1 и, Д2 межосевого расстояния, равного аw = 0.5 ((Д1 + Д2). Задаваясь диаметром Д1, определяют Д2 = U Д1 где U - передаточное число. При геометрическом расчете диаметров дисков 1 и 2 фрикционных механизмов с гибкой связью 3 значения Д1 (мм) для передач с резинотканевыми ремнями равны /3/
, (7)
где Т1-вращающий момент на валу малого шкива (нм.).
Для синтетических ремней эта зависимость дает завышенные результаты. Поэтому при расчете рекомендуется предварительно выбрать толщину ремня 0.7 мм и диаметр Д1 определить из соотношения 100150.
Наименьший размер шкива в таких механизмах РЭС составляет Д1min=68 мм. В качестве гибкой связи используют шнуры из шелка, капрона, резины, пластмасс, стальные
6
тросики, ленту, а также плоский и клиновый ремень. Минимальное значение расчетного диаметра меньшего шкива Д1 (мм) клиноременных передач определяется из выражения
, (8)
где Т1 – момент на валу (нм.).
Диаметр большего шкива равен , а вычисленные значения округляют до ближайших стандартных значений: 30; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200 и т.д.
Межосевое расстояние аw определяется конструктивными требованиями к ремонту привода и для плоскоременных передач равно
. (9)
Коэффициент 1,5 принимают для передач с синтетическими ремнями и 2,0 – для передач с резинотканевыми ремнями.
Для клиноременных передач:
aw min = 0.55 (Д1+Д2)+h, (10)
aw max=2 (Д1+Д2). (11)
Обычно для увеличения долговечности ремня принимают aw > aw min и руководствуются следующей зависимостью:
,
где С – числовой коэффициент равный 1,5 для передаточного числа U = 1, C=0.9, если U = 5 и С=0.85; для U>6.
Расчетная длина ремня Lp стального тросика, ленты, шнура в зависимости от выбранного aw определяется выражением /3/
. (12)
7
Угол охвата ведущего шкива равен
. (13)
Значение угла зависит от тяговой способности и составляет для передач с резинотканевыми ремнями и клиноременных . Поэтому габариты клиноременных передач существенно меньше.
5.2 Геометрия цилиндрической зубчатой передачи
В механизмах РЭС наиболее распространены эвольвентные зубчатые передачи /4/. Меньшее зубчатое колесо (Z1) называют шестерней, а большое (Z2) – колесом. Зацепление зубчатых колес Z1 и Z2 кинематически можно представить как качение без скольжения двух окружностей диаметром dw1 и dw2. Положение линии зацепления, т.е. траектории общей точки контакта зубьев при ее движении относительно неподвижного звена зубчатой передачи, определяется углом зацепления (ГОСТ 16530-70). Окружность зубчатого колеса, делящуюся при его нарезании на равное число частей длиной р, называемых шагами и имеющую стандартный модуль, называют делительной. Диаметр такой окружности находят из равенства . Модуль m является основной характеристикой зубчатого колеса и равен (мм). Зубчатые колеса с модулем 0.1 мм m 1мм называют мелкомодульными. Для снижения номенклатуры и унификации режущего инструмента модули стандартизованы и выбираются из таблицы 1.
Первый ряд следует предпочитать второму.
У передачи, которая состоит из зубчатых колес Z1 и Z2, изготовленных без смещения, начальные dw1 и делительные d окружности совпадают
dw1=d1=m Z1. (14)
8
dw2=d2=m Z2. (15)
Таблица 1- Значения модуля
Ряд |
m, мм |
Первый |
0.1; 0.12; 0.15; 0.2; 0.25; 0.3; 0.4; 0.5; 0.6; 0.8; 1.0; 1.25; 1.5; 2.0; 2.5; 3.0; 4.0; 5.0 и т.д. |
Второй |
0.14; 0.18; 0.22; 0.28; 0.35; 0.45; 0.55; 0.7; 0.9; 1.125; 1.375; 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5 и т. д. |
Высота зуба берется равной h = ha+hf. При ha=h*am, hf=(h*a+C*)m, где h*a – коэффициент высоты головки, С* - коэффициент радиального зазора (по ГОСТ 16532-70 значения h*a = 1 и С* = 0.25).
Рисунок 4- Схема зацепления двух зубчатых колес
9
Диаметры вершин зубьев равны
(16)
Диаметры впадин находятся из выражений
(17)
Межосевое расстояние зубчатой пары равно
. (18)
Исходный контур инструментальной рейки, используемый при нарезании зубчатых колес, имеет угол профиля .
Ширина венца зубчатого колеса bw определяется произведением межосевого расстояния aw на соответствующий коэффициент ширины зубчатого венца , выбор ba осуществляется из таблицы 2.
Таблица 2- Параметр ba
ba |
Примечание |
0.010.1 |
Кинематические и легконагруженные передачи |
0.10.25 |
Легко и средненагруженные передачи при повышено жесткости валов |
0.0250.40 |
Передачи повышенной и высокой нагруженности при достаточной жесткости валов |
При увеличении коэффициента ширины зубчатого венца для обеспечения контакта по всей длине зуба необходимо повышать жесткость и точность изготовления зубчатых колес.
10
5.3 Конические зубчатые передачи
Зубчатый венец ограничивает внешний и внутренний торцы колеса, а сама передача имеет межосевой угол и углы наклона образующих начальных конусов и . Размеры зубчатых колес обозначают по их внешнему торцу (индекс С) и среднему сочетанию (индекс m). В соответствии с ГОСТ 196624-74 зубчатые колеса без смещения при прямом зубе и торцевом модуле для имеют следующие параметры:
Рисунок 5- Схема конической передачи и геометрия конического зубчатого колеса
внешнее конусное расстояние
среднее конусное расстояние
ширина зубчатого венца
углы делительные конусов
внешний делительный диаметр
внешний диаметр вершин
11
,
где
внешняя высота зуба равна ,
где С*=0.2;
расчетное расстояние .
Передаточное число в конической передаче . Погрешности зубчатых колес зависят от точности их изготовления.
5.4 Геометрия червячной передачи
Червячные передачи работают по принципу работы винтовой пары. Как правило, ведущим звеном является червяк, а ведомым – колесо. В червячной передаче с архимедовым червяком различают начальные диаметры и ; делительные диаметры червяка 1 и колеса 2 и и шаг P связанный с модулем зацепления в основном сечении червяка m соотношением (рисунок 6). Резьба червяка может быть однозаходной и многозаходной, число витков червяка равно , число зубьев колеса - . Модули предпочтительного ряда в осевом сечении червяка должны выбираться из ряда:0.1; 0.125; 0.16; 0.2; 0.25; 0.315; 0.4; 0.5; 0.63; 0.8; 1.0; 1.25; 1.6; 2.0; 2.5; 3.15; 4.0; 5.0 и т.д.; допускается использование модулей 0.12; 0.15; 0.3; 0.6; 1.5; 3.0; 3.5; 4.5; 5.5 и т.д.
Рекомендуются следующие коэффициенты диаметра червяка (ряд 1): 6.3; 8.0; 10; 12.5; 16; 20; 25. Некоторые сочетания и по ГОСТ 2144-76 даны в табл. 3. Делительный (начальный) диаметр , диаметры вершин и впадин
12
витков при ; , при =0.2 выражаются в виде
(19)
(20)
. (21)
Длина нарезанной части червяка:
при =1; 2
при .
Угол обхвата витков червяка колесом , угол зацепления .
Таблица 3- Значения m для выбора параметра
|
|
|
|
|
|
1.0 |
|
|
1.6 |
10; 12.5; 16; 20 |
1; 2; 4 |
1.25 |
12.5; 16; 20 |
1; 2; 4 |
2.0; 2.5; 3.15 |
8; 10; 12.5; 16; 20 |
1; 2; 4 |
При этом для червячного колеса параметры равны
(22)
. (23)
(24)
(25)
При , ; при , ; при , .
Ширину венца находят в соответствии с углом обхвата червяка колесом . Делительный угол подъема винтовой линии вычисляют из выражения:
13
. (26)
Рисунок 6- Геометрические параметры червячной передачи
Межосевое расстояние в червячной передаче без смещения:
. (27)
Геометрические расчеты червячных передач во многом аналогичны расчетам зубчатых механизмов.
5.5 Передача винт-гайка
В передаче винт-гайка используют в основном трапецеидальную резьбу (рисунок 7. а) и лишь в отдельных случаях – метрическую (рисунок 7. б). Резьба имеет наружный , внутренний и средний диаметры (
14
относится к винту, - к гайке), шаг , теоретическую высоту H и рабочую высоту профиля связывает H1 , угол профиля , угол подъема резьбы , число заходов , ход резьбы .Для трапецеидальной резьбы в стандартах определены профиль и основные ее размеры. У этой резьбы , ; , мм, =1.5 мм. Для метрической резьбы эти параметры даны в СТ СЭВ 640-77, угол профиля резьбы , шаг и высота профиля H. Теоретическая высота H и рабочая высота профиля связаны H1 = 5/8 H = 0,541 P для винта и для гайки соответственно H/8 и H/4. Стандарт предусматривает для одного номинального диаметра резьбу с крупными и мелкими шагами /1/. .Резьбы с мелким шагом используют в соединениях, испытывающих вибрационные нагрузки, что обеспечивает лучшее самоторможение.
Рисунок 7- Трапецеидальная (а) и метрическая (б) резьба
. Обозначение основной резьбы с указанием допуска имеют вид: для болтов M12-6g; для гаек M12-6H, для болтового соединения M12-6H / 6g (для 6-й степени точности).
5.6 Механизмы прерывистого движения
Мальтийские механизмы используют для преобразования
15
непрерывного вращательного движения во вращательное движение с остановками. Такой механизм состоит из мальтийского креста 1 и кривошипа 3 с цевкой 2 и фиксатором 4, где звеном является кривошип с цевкой. Рассмотрим геометрические параметры данного механизма с внешним зацеплением и четырехпазовым крестом. Его геометрическими параметрами являются межосевые расстояния aw, радиус R1, радиус фиксатора , число пазов креста Z, угол между пазами креста , угол поворота кривошипа при повороте креста на угол (рабочий угол кривошипа) и расчетные радиусы креста R2min и R2max.
Угол между пазами креста , где z =312.
Угол поворота кривошипа равен
. (28)
Радиус кривошипа определяют, задаваясь межосевым расстоянием aw
. (29)
Радиусы креста R2min=aw-R1; R2max= . Диаметр цепки кривошипа и ширина пазов креста dz=(0.20.3)R1. Условиям безударного зацепления цевки с пазами креста являются зависимость . Кинематическими параметры механизма являются период цикла Тu, коэффициент движения и наибольшая угловая частота креста w2max. Период цикла механизма соответствует времени одного оборота кривошипа равен сумме времени движения креста tq и времени его покоя tn: Tu=tq+ tn=60/n1, где n1 – частота вращения кривошипа, об/мин. Коэффициент цикла движения . Наибольшая угловая частота креста: 2max=w1R1/R2min. Динамические параметры механизма характеризуются ускорениями движения креста, значения которых в начальный
16
и конечный моменты движения , ускорение уменьшается при увеличении числа пазов креста.
Рисунок 8- Геометрия мальтийского механизма
Остановка механизма при выходе из паза осуществляется секторным замком, выпуклая цилиндрическая поверхность которого входит в вогнутую поверхность креста и препятствует его повороту.