- •Кинематический расчет привода
- •Решение
- •Проектирование и расчёт зубчатых передач
- •Разработка конструкции передачи и необходимые расчеты
- •Определение основных размеров передачи
- •Силовой расчёт передачи
- •Выбор материалов зубчатой передачи
- •Выбор норм точности зубчатых колес и передач
- •Проверочный расчет на контактную выносливость
- •Расчёт валов
- •Предварительный расчет валов
- •Проверочный расчет валов на прочность
- •Определение реакций в опорах и изгибающих моментов
- •Расчет валов на выносливость (усталостную прочность)
- •Выбор муфты
- •Подшипники, смазки, уплотнители
- •Опоры на стандартных подшипниках качения. Конструирование и расчет
- •5.1.1.Конструкции и обозначения
- •5.1.2. Типы и условное обозначение подшипников
- •5.1.3.Классы точности подшипников качения
- •5.1.4. Поля допусков и посадки подшипников качения
- •Схемы установки опор, конструктивные элементы, смазка, уплотнение
- •5.3.Требуемая долговечность работы подшипника ln
- •Передача винт-гайка
- •Кинематика и кпд передачи
- •Проверка передачи винт–гайка на износостойкость
- •6.3. Проверка винта на устойчивость
- •7.Направляющие
- •7.1. Выбор материала направляющих
- •7.2. Направляющие качения
- •Список литературы
Кинематический расчет привода
Выбрать двигатель привода вращающегося стола контрольно-измерительного прибора; определить общее передаточное число привода и произвести его распределение по ступеням .
Исходные данные: момент сопротивления вращению стола Т = = V = 10 Н∙м, частота вращения стола прибора nст = 60 об/мин.
Решение
Определяем КПД привода.
Значения КПД:
зубчатой цилиндрической пары ηзц = 0,98;
зубчатой конической пары ηзк = 0,97;
пары подшипников качения ηп = 0,99;
. (1)
Требуемая мощность электродвигателя
Вт; (2)
где P – мощность электродвигателя, Вт;
Tc – момент сил сопротивления на выходном валу редуктора, Н∙м;
ωс – номинальная угловая скорость выходного вала, с–1;
Kдин – коэффициент запаса, учитывающий необходимость преодоления динамических нагрузок в момент разгона. Если в задании не оговорено время переходного процесса, обычно принимают Kдин = 1,05…1,10;
η – коэффициент полезного действия привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему.
ω= = =6,28 с-1. (3)
где ω – угловая скорость, с–1;
nст – частота вращения стола, об/мин.
По таблице [2] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью
Pном = 90 Вт и n = 1390 мин–1, тогда угловая скорость двигателя
с–1. (4),
где ─ частота вращения двигателя, мин–1.
Передаточное отношение зубчатой передачи
. (5)
где ωдв ─ угловая скорость двигателя, с–1;
ωст ─ угловая скорость вращения стола, с–1.
Округленное значение передаточного отношения 23, необходимо использовать двухступенчатую зубчатую передачу. Производим приближенное распределение передаточного отношения по ступеням в соответствии с [3].
Для конической передачи Uпк = 4.
Для цилиндрической передачи Uпц = 5,6.
Расчетное передаточное отношение
. (6)
Относительная погрешность передаточного отношения или заданной скорости не должна превышать 5 %:
или . (7)
Проверим правильность наших расчетов:
. (8)
Проектирование и расчёт зубчатых передач
Разработка конструкции передачи и необходимые расчеты
Определение основных размеров передачи
Из условия прочности [4, 5] можно вычислить приблизительное значение диаметра меньшего колеса (шестерни):
, (9)
где d1 – делительный диаметра меньшего колеса (шестерни), мм;
С – коэффициент, учитывающий геометрию передачи и свойства материалов: С = 2,8 – для стальных незакаленных колес; С = 2,0 – для стальных закаленных;
Т1 – крутящий момент на валу меньшего колеса, Н∙мм;
U12 – передаточное отношение пары зубчатых колес.
d1≥2,8∙ =61,2 мм. (10)
Число зубьев меньшего колеса (шестерни) z1 = 20.
Модуль m в миллиметрах определяется из следующей зависимости:
, (11)
где z1 – число зубьев шестерни (определяется по рекомендации справочной литературы [3, 4] в зависимости от необходимой плавности работы, скорости вращения или заданного межосевого расстояния).
m1= =61,2/20=3. (12)
Модули эвольвентного зацепления цилиндрических колес регламентированы ГОСТ 9563-60. Стандартизован нормальный модуль mn. Стандарт предусматривает два ряда предпочтения. В первом ряду предусмотрены модули от 0,05 до 100 мм [2]. Второй ряд предусматривает промежуточные значения, в единичном производстве их применение нежелательно.
Изготовление колес c модулем менее 1,0 мм затруднительно.
Определение числа зубьев колеса z2 осуществляется по формуле
=5,6∙20=112 (цилиндрическая передача);
для третьего и четвёртого колёс конической передачи
z3=20, z4=4∙20=80.
Для цилиндрической передачи:
межосевое расстояние аw
, мм, (13)
где d1 – делительный диаметр шестерни, мм;
d2 – делительный диаметр колеса ( =3∙112=336), мм.
= (14)
Диаметры вершин зубьев:
=61,2+6=67,2 мм; (15)
=336+6=342 мм. (16)
Ширина шестерни
=0,5∙61,2=30,6 мм, (17)
где yybd– коэффициент ширины зубчатого венца (yybd = 0,4…0,6).
Ширина колеса
мм. (18)
b2=30,6-2,5=28,1 мм. (19)
Для конической передачи:
межосевое расстояние аw
, мм, (20)
где d2 – делительный диаметр колеса, мм;
d3 – делительный диаметр шестерни ( =3∙20=60), мм;
d4=3∙80=240 мм (делительный диаметр колеса).
= (21)
Диаметры вершин зубьев:
=60+6=66 мм; (22)
=240+6=246 мм. (23)
Ширина шестерни
=0,5∙60=30 мм, (24)
где yybd– коэффициент ширины зубчатого венца (yybd = 0,4…0,6).
Ширина колеса
мм.
b4=30-2,5=27,5 мм (25)