Расчёт диаметров валов
Диаметры всех промежуточных валов можно определить по формулу [1, стр. 44]
где
- допускаемое напряжение на кручение
принимается заниженным, так как не
извкстно ещё пространственное положение
валов.
,
Примем
;
,
Примем
;
, Примем ; , Примем ; , Примем ;
.
Диаметр d6 шпинделя окончательно уточняется из расчета его на жесткость [2, с.162].
Расчёт модулей зубчатых колёс.
Ориентировочно модуль зубчатой передачи m можно определить исходя из окружного усилия на минимальной по размеру шестерне в группе передач и усилия, допускаемого прочностью зуба на изгиб[1,стр. 45]
где
расчётный
крутящиё момент, передаваемый
рассматриваемой группой передач, Hм
m –модуль, м;
Z – число зубьев самой малой шестерни в этой же группе передач. (Z =30)
y – коэффициент формы зуба, y = 0,1
относительная
ширина венца зубчатого колеса (
)
- допускаемое
напряжение на изгиб. Для легированных
сталей
,
,
тогда
;
Для передачи
Принимаем
;
Для передачи
Принимаем
;
Для постоянной
передачи
Принимаем
;
Для постоянной
передачи
Принимаем
;
Для постоянной
передачи
Принимаем
;
Для постоянной
передачи
Принимаем
;
Расчёт числа зубьев зубчатых передач
Вначале для каджой группы передач находим минимальное число зубьев шестерни[1, стр. 46]:
где d и m - диаметр вала и модуль посаженной на него шестерни, мм
Для группы
.
Принимаем
;
Для группы
.
Принимаем
;
Для передачи
.
Принимаем
;
Для передачи
.
Принимаем
;
Для передачи . Принимаем ;
Для группы
.
Принимаем
;
Приступаем к расчёту чисел зубьев всех шестерен привода, пользуясь методом наименьшего кратного для получения получения наименьших радиальных размеров привода.
Для ведущих шестерен[4, стр. 46]:
;
Для ведомых шестерен[4, стр.47]:
;
где
-наименьшее
кратное
для каждой группы передач;
-
целые числа, выражающие передаточные
отношения.
Для группы передач
Принимаем:
.
Возьмем общий множитель, равный 4,2:
Отбросив дробную часть:
Для данной группы передач , разница в соседних блоках не менее 4–5 для беспрепятственного переключения блоков шестерни. Результат положительный.
Для группы передач
Примем
,
тогда
Для передачи
Для передачи
Для всех зубчатых
пар
.
Проверяем отклонение расчётных частот вращения шпинделя от теоретических. Для этого достаточно, чтобы величина общего передаточного отклонения кинематической цепи не выходила за пределы [1, стр.49 ]
Расчёт относительных погрешностей частных передаточных отношений сводим в таблицу 1.
Таблица 1
-
Передаточное отношение
Табличное
Расчётное
Погрешность %
iз.п.
0,833
0,833
0
i1
0,5
0,5
0
i2
0,636
0,622
-2,25
i3
0,8
0,818
+2,2
i4
0,4
0,4
0
i5
0,8
0,8
0
i6
0,318
0,318
0
i7
1,25
1,25
0
i8
0,25
0,25
0
i9
1,25
1,25
0
Относительные погрешности i2 и i3 не выходят за пределы допустимой погрешности общего передаточного отношения кинематической цепи привода, а также не лежат на одной ветви графика частот вращения. Следовательно, числа зубьев колес подобраны верно, т.к. фактические частоты вращения шпинделя не выходят за пределы допустимых.