- •Детали машин и основы конструирования. Передачи
- •Основные понятия
- •1. Механические передачи. Общие сведения
- •Понижение (или повышение) частоты вращения от вала двигателя к валу исполнительного элемента.
- •3. Регулирование частоты вращения ведомого вала.
- •Распределение энергии двигателя между несколькими исполнительными элементами машины. Классификация передач
- •1.1. Основные характеристики передач
- •Мощность на входе и выходе передачи
- •3. Частота вращения входного и выходного звеньев
- •4. Коэффициент полезного действия
- •Краткие сведения о контактных напряжениях
- •2. Планетарные передачи
- •2.1. Общие сведения
- •2.2. Передаточное отношение
- •2.3. Вращающие моменты на основных звеньях
- •2.4. Силы в зацеплении
- •2.5. Особенности расчета планетарных передач
- •2.6. Расчет планетарных передач на прочность
- •3. Волновые передачи
- •3.1. Общие сведения
- •3.2. Принцип работы волновой зубчатой передачи
- •3.3. Передаточное отношение зубчатой волновой передачи
- •3.4. Связь радиальной деформации с передаточным отношением
- •3.5. Характер и причины отказов деталей волновых передач
- •3.6. Материалы колес передачи
- •3.7. Расчет передачи
- •4. Зубчатые передачи
- •Точность зубчатых передач
- •Расчет закрытых зубчатых передач
- •4.1. Выбор материалов зубчатых колес
- •4.2. Выбор допускаемых напряжений
- •4.3. Расчет цилиндрических зубчатых передач
- •Проектный расчет на контактную выносливость
- •Проверочный расчет на контактную прочность при перегрузках
- •Проектный расчет на выносливость зубьев при изгибе
- •Силы, действующие в зацеплении передач
- •Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
- •Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба при перегрузках
- •4.4. Расчет конических передач
- •Проектный и проверочный расчеты конических передач на контактную выносливость
- •Проектный расчет конических зубчатых передач на выносливость зубьев по напряжениям изгиба
- •Проверочный расчет конических зубчатых передач на выносливость по напряжениям изгиба
- •Силы, действующие в зацеплении конических зубчатых передач
- •4.5. Расчет открытых цилиндрических зубчатых передач
- •Конструкция открытых цилиндрических зубчатых колес
- •5 Рис.3. Параметры червяка . Червячные передачи
- •5.1. Общие сведения
- •5.2. Расчёт червячных цилиндрических передач
- •Выбор кинематической схемы червячного редуктора
- •Допускаемые напряжения Допускаемые контактные напряжения
- •Допускаемые напряжения изгиба
- •Выбор коэффициента диаметра червяка
- •Определение межосевого расстояния
- •Определение модуля зацепления
- •Определение коэффициента смещения инструмента
- •Определение действительной скорости скольжения
- •Определение коэффициента полезного действия червячной передачи
- •Проверочные расчёты червячной передачи Проверка на контактную прочность
- •Проверка на изгибную прочность
- •Определение основных геометрических параметров червячной передачи
- •Основные размеры венца червячного колеса определяются по формулам:
- •Определение сил в зацеплении
- •Тепловой расчёт червячной передачи
- •6. Ременные передачи
- •6.1. Общие сведения
- •6.2. Основные геометрические параметры
- •6.3. Силовые соотношения в передаче
- •6.4. Напряжения в ремне
- •6.5. Скольжение ремня по шкивам. Передаточное число
- •6.6. Передаточное отношение
- •6.7. Критерии работоспособности и расчета ременной передачи
- •6.8. Потери в передаче и кпд. Долговечность ремня
- •6.9. Расчет клиноременных передач
- •Конструкции шкивов ременных передач
- •6.10. Передачи зубчатым ремнем
- •7. Цепные передачи
- •7.1. Общие сведения
- •Классификация цепных передач осуществляется по следующим основным признакам:
- •Приводные цепи
- •Особенности работы цепных передач
- •Переменность мгновенного значения передаточного отношения
- •Удары звеньев о зубья звездочек при входе в зацепление
- •Поворот звеньев под нагрузкой
- •Звездочки
- •Характер и причины отказов цепных передач
- •7.2. Расчет цепных передач
- •7.3. Конструирование звездочек цепных передач
- •8. Передачи винт-гайка скольжения
- •8.1. Общие сведения о передачах винт-гайка
- •8.2. Передачи скольжения
- •Расчет передачи винт-гайка скольжения
- •8.3. Передачи винт-гайка качения
- •9. Фрикционные передачи
- •Библиографический список
- •Оглавление
- •Детали машин и основы конструирования. Передачи
4.5. Расчет открытых цилиндрических зубчатых передач
Открытые цилиндрические передачи выполняют с прямыми зубьями и применяют при окружных скоростях колес ν ≤ 2 м/с. Вследствие повышенного изнашивания зубьев открытые передачи считают прирабатывающимися.
Проектировочным расчетом открытых зубчатых передач считается расчет зубьев на выносливость при изгибе. Расчет открытой передачи ведут аналогично расчету закрытой, используя соответствующие формулы.
Исходные данные (получены из кинематического расчета привода):
Т1 – крутящий момент на шестерне открытой передачи, Нмм;
и – передаточное число открытой цилиндрической передачи;
n1 – частота вращения шестерни, об/мин.
1. Выбрать материал по таблице 4.1. Для открытых передач обычно применяют дешевые марки стали типа 45, 45Л с термообработкой Н < 350 НВ.
2. Назначить число зубьев шестерни z1 = 17…24.
Определить число зубьев колеса z2 = z1∙ и.
3
.
. Найти допускаемое напряжение изгиба для шестерни [σFP]1 (см. п. 4.2).4. Определить коэффициент формы зуба YF1 в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv1 по графику (см. рис. 4.11) или из таблицы 4.13.
5. Определить коэффициенты:
kβ – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца. Его определяют по рис. 4.9, коэффициент Ψbd назначают по таблице 4.12;
kv – коэффициент динамической нагрузки. Для тихоходных передач принимают kv = 1…1,1.
6. Определить модуль передачи:
. (4.5. 1)
Полученный модуль округлить до ближайшего стандартного значения согласно ГОСТ 9563-60, имея в виду, что значения без скобок предпочтительнее: 1; 1,25; 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,25); 3,5; (3,75); 4; (4,25); 4,5; 5; (5,5); 6; 6,5; (7); 8; (9); 10; (11); 12.
7. Определить основные размеры зубчатой пары:
диаметр начальных окружностей d1 = mz1, мм; d2 = mz2, мм;
ширину зубчатого венца колеса b2 = d1Ψbd, мм;
ширину шестерни b1= b2 + (5,...10) мм.
8. Осуществить проверочный расчет для предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев при действии максимальной нагрузки (см. п. 4.3, проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе).
По результатам расчета провести сравнение :
если условие не выполняется, необходимо вернуться к п. 4.1. и по таблице 4.1 выбрать более прочный материал;
если условие выполняется, перейти к приведенным ниже расчетам.
9. Определить размеры зубчатой пары:
диаметры вершин зубьев da1 = d1 + 2ha; da2 = d2 + 2ha, где ha = m – высота головки зуба;
диаметры окружностей впадин df1 = d1–2hf; df2 = d2 – 2hf, где hf = 1,25m – высота ножки зуба;
межосевое расстояние .
10. Определить силы, действующие в зацеплении:
окружную силу
, Н;
радиальную силу
, Н,
где α = 20° – угол зацепления.
Осевая сила для прямозубой передачи равна нулю: .
Конструкция открытых цилиндрических зубчатых колес
Поскольку открытые цилиндрические передачи в приводе используются для передачи больших крутящих моментов при малых частотах вращения, то, как правило, они имеют значительные габаритные размеры. Поэтому зубчатые колеса открытых передач изготавливают ковкой, штамповкой или литьем. Кроме того, для уменьшения стоимости изделия возможно зубчатое колесо изготавливать из двух частей, т. е. центр делать из дешевых материалов, а бандаж из конструкционных сталей (см. рис. 4.19 и табл. 4.19).
Ступицу колес цилиндрической передачи располагают или симметрично относительно венца, или асимметрично в зависимости от задачи конструирования сборочной единицы. С целью облегчения колеса необходимо предусматривать максимально возможное снятие лишнего металла, но не в ущерб его прочности.
При изображении открытых колес на чертеже пользуются теми же рекомендациями, что и для закрытых.
Рис. 4.19. Виды конструкций открытых цилиндрических зубчатых колес
Таблица 4.19
Оптимальные размеры для колес различных способов изготовления
-
Ковка; штамповка
Литьё Составные
da = 100.....500 мм;
S = 2,2m + 0,05b2;
dcт = 1,55 d,
где d – диаметр вала;
lст=(1…1,5)d;
R ≥ 6; γ ≥ 7°
da > 500 мм
S = 2,2m + 0,05b2;
h = 0,1b2; S0 = 1,2 S; dcт = 1,55 d,
t = 0,8h где d – диаметр вала;
lст=(1…1,5)d;
R ≥ 10; γ ≥ 7°
Примечание: c = 0,5(S + δст) ≥ 0,25 b2; δст≈ 0,3d; δст – минимальная толщина ступицы