- •1. Структурный анализ механизма
- •2. Кинематическое исследование механизма методом планов
- •2.1. Построение планов механизма
- •2.2. Построение планов скоростей
- •2.3. Построение планов ускорений
- •3. Силовой анализ рычажного механизма
- •3.1. Определение сил, действующих на звенья механизма и моментов инерции
- •3.2. Силовой расчет группы 2-3
- •3.3. Силовой расчет начального механизма
- •3.4. Рычаг Жуковского
- •3.5 Определение кпд исполнительного механизма
- •5) Энергокинематический расчёт электропривода
- •6) Расчёт открытой передачи
- •7) Выбор материала, термообработки и твердости
- •8) Расчёт закрытой передачи
- •Проверочный расчет
- •9) Определение усилия в зацеплении
- •6) Предварительный расчет валов
- •10) Конструирование зубчатых колес передачи.
- •11) Расчёт конструктивных размеров корпуса редуктора.
- •12) Первый этап компоновки.
- •9. Нагрузка валов
- •9.1Быстроходный вал:
- •9.2 Тихоходный вал
- •10. Проверочный расчёт подшипников
- •16) Расчет валов на усталостную прочность
- •17) Конструирование подшипниковых узлов
- •18) Расчет шпоночных соединений
- •19) Расчет болтовых соединений
- •20) Выбор сорта масла
- •21) Сборка редуктора
- •22) Заключение
- •23) Список литературы
8) Расчёт закрытой передачи
Рисунок 12 – закрытая передача
Проектировочный расчёт
По техническому заданию дана прямозубая цилиндрическая передача
Определение межосевого расстояния:
Вспомогательный коэффициент формы зуба для прямозубых передач Kа=49,5, коэффициент ширины венца колеса - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев.
Округляем до стандартного значения из ряда [2, стр. 60, табл.4.1]:
.
Определение модуля зацепления:
– вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
– делительный диаметр колеса;
– ширина венца колеса
Округляем до стандартного значения из ряда: m=2 мм, что соответствует значению при твердости колес HB [2, стр.62]
Определение суммарного числа зубьев (шестерни и колеса):
Округляем в меньшую сторону до целого числа
Определение числа зубьев шестерни и колеса:
;
Округлим до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется [2, стр.63]:
.
Определение фактического значения передаточного числа и отклонение du от u:
Норма отклонения передаточного числа выполнена.
Определение фактического значения межосевого расстояния:
Определение основных размеров шестерни и колеса:
1)диаметр делительной окружности:
Шестерни:
мм;
Колеса:
мм
2)диаметр вершин зубьев:
Шестерни:
;
Колеса:
мм
2)диаметр впадин зубьев:
Шестерни:
;
Колеса:
мм
Ширина венца
колеса:
мм;
шестерни:
=63 мм;
Значение ширины венца округляем по таблице 13.15 до стандартных значений:
Проверочный расчет
Проверим межосевое расстояние
мм;
Проверим пригодность заготовок колес
Условие пригодности колес: чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механических характеристик материала колес, требуется, чтобы размеры
Dзаг (диаметр заготовки шестерни), Sзаг (толщина заготовки колеса закрытой передачи) заготовок колес не превышали предельно допустимых значений. При невыполнении неравенств изменяют материал колес или вид термической обработки.
Dпред, Sпред:
Dзаг ≤ Dпред
Sзаг ≤ Sпред
Диаметр заготовки шестерни:
Dзаг = Dа1 + 6мм = 84 + 6 = 90 мм
Dзаг = 90 мм Dпред = 125мм. Условие пригодности выполнено
Размер заготовки колеса закрытой передачи:
Sзаг = 0,5 b2 =60/2=30 мм
Sзаг = 30 мм < Sпред =125 мм. Условие пригодности выполнено
Dпред и Sпред находим по таблице 3.2 в зависимости от выбранного материала.
Проверяем контактные напряжения
Будем использовать 9 степень точности согласно таблице и нашей скорости.
Рассчитаем коэффициент нагрузки по формуле:
Где
,
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
между зубьями.
Определяем по графику в зависимости от окружной скорости.
т.к окружная скорость равна
Поскольку окружная скорость меньше 2 м/с, то степень точности зубчатой передачи равна 9 согласно [2, стр. 64, табл.4.2]
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от
окружной скорости колес и степени точности передачи. Определяем по таблице [2, стр. 64, табл.4.3].
- окружная сила в зацеплении
Отклонение действительного контактного напряжения от расчётного допускаемого:
что удовлетворяет условию, т.к. перегрузка по контактным напряжениям
допускается до 5%, а недогрузка 10%.
Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса и шестерни
При проверочном расчете расчетное значение получилось много меньше предельного, что является допустимым, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.
-коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
Эти коэффициенты определяем из таблицы [2, стр. 67, табл. 4.4]
;
;
- коэффициент, учитывающий наклон зуб. Так как у нас прямозубое зацепление, то коэффициент будет равен:
;
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
между зубьями. Определяется из таблицы в зависит от степени точности.
-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
-коэффициент динамической нагрузки.
Условие прочности выполнено.
Таблица 5 Расчет закрытой передачи
Проектировочный расчет |
||||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Межосевое расстояние aw, мм |
200 |
Угол наклона зубьев β, град |
|
|
Модуль зацепления m, мм |
2 |
Диаметр делительной окружности, мм: Шестерни d1 колеса d2 |
|
|
Ширина зубчатого венца, мм: Шестерни b1 Колеса b2 |
70 66 |
Диаметр окружности вершин, мм: Шестерни da1 Колеса da2 |
324 |
|
Число зубьев: Шестерни z1 Колеса z2 |
40 60 |
Диаметр окружности впадин, мм: Шестерни df1 Колеса df2 |
|
|
Вид зубьев |
Прямозубые |
|||
Проверочный расчет |
||||
Параметр |
Допускаемое значение |
Расчётные значения |
||
Контактные напряжения, |
571 Перегрузка до 5%, а недогрузка 10%. |
(недогруз 8,991%)
|
||
Напряжение изгиба f1, |
|
|
||
Напряжение изгиба f2, |
|
|