kursovoe_proektirovanie (514469), страница 32
Текст из файла (страница 32)
Дла прямозубых колес цилиндрической зубчатой передачи осевые составлязопюе равны нулю (рнс. 5Л5, а). Окружные силы Го н Гз, определяют по соотношениям Г ~~(бз. Г ~г(йз о л "„"" где М,, М вЂ” круппцне моменты ва валах 1 и 2, Н м; 4(.з 4 з — днаметры начальных окружностей в зубчатой передаче, мм; вх обычно принимают равными диаметрам делнтельвых окружностей аз =лиг в Фд=лиз(гл — модуль, мм; х, в зз — числа зубьев колес). Радиальные силы Г„н Гь определяют по соотношеюым Г„=Гогйа,; Г =Глгй где а — угол зэцеплеюы.
214 Риа К!5 В цилиндрической передаче с косозубыми и шевроввыми колесами окружные силы определяют по аналогичным формулам, а при расчете радиальной и осевой сил учитывают угол р наклона линии зуба: радиальная сила Го=Го гкк /со81У; осевая сала Г.=Г гаР. При расчете сил, действующих в конической передаче с межосевым углом в 90' (рис. 5.15, 6), определяют окружную силу Г„, рассчитываемую по среднему торцовому сечению (индекс в2): Г (2М 4,1 )108 где М вЂ” круппций момент на валу колеса 1, Н.м; 48„2 — диаметр окружности делвтельного конуса с углом 62 в среднем сечении, мм. Для прямозубых зубчатых колес остальные составляюшие общей нагрузки определяют по соотношенияьа осевая сила ва шее.герне 1 Г, =Г, Гйиип62; радиальная сила на шестерне Г2 = Г2»» гйксо862; осевая сила на колесе 2 Г, =Г, радиальная сила на колесе 2 Г2»» = Г2»» где и — угол профиля зуба исходного производя2цего контура, обы п2о а=20'.
После определения составляюших нормальной нагрузки в запепленин определяют реакпии в опорах валов. Прн силовом расчете редукторов с весколькимн зубчатыми передачамв проводят анализ последовательно от одной передачи к другой. На рис. 5.16 изображена для примера квнематнческая схема двухступенчатого зубчатого редуктора. Зубчатые колеса 1 и 2 образуют внешнее зацепление с полюсом Р„и межосевым расстоянием О,О2 (рве. 5.16, а). Зубчатые колеса 3 и 42 образуют внутреннее зацепление с полюсом Р и межосевым расстоянием О,О . Колеса 2 н 3 закреплены на общем валу 02, вращающемся относительно стойки 5. Нормальные нагрузки между боковыми поверхностяь2н зубьев Г,2,= — Г22„и Г24,= — Г»м направлены по соответствующвм линиям запеплевня, проходящим через 218 Г 43 ф гвг Вас.
5лб 22З блок зубчатых колес 3 и 2 действуют силы Р2,. Рв„в У2,. Сила Ргь раева по звачеюво силе Р„„во направлена а протнВополоииую сторону: РО,=-Р~ Из ураввсвва момевтоа относитсльао Осн 02 Всех снл„прнлоисниь2х к ЛОлссам 2 и 3, нзходзт св22у Р2!ю Р„,х сота,+Р,г шьа =О; '12$ МФ~»2/(гпгивсога) твк кзк ~Ь2 — ~Ь2=а Реакцвю Р22 со стороны стойки 3 ваходат графически по Вскториоьгу уравнению Р2 + Р2ь+Р22=О. Тзк как Все трн силы Рв Рм Р22 Пересекаютса в одной то П2е, а угол меиду векторами Ртм и Ргь Щ2НВимзют разным а„~+ад2=2а„то МОТ2НО Восполь ЗОВВТЬСЗ ЗИЗЛВТИЧЕСКИМ РСПЗЕВНСМ: 216 БОлюсы ззпеплениз Р22 и Рм под утлзмв а 2 и ад2 Этв углы обычно разны а=лг'.
Если йривзть заданный момент М сил сопротнвасвиз ва выходном звене — колесе 4, то моипо Йайти ' ИСЗОМЫС СИЛЫ Ре, И Р22 В предполоввваи, чТО угЛОВЗЗ СВОроСТЬ ю посгоаппа: Р,з=М2/(г„~сова Д; Р„-Р~. Гээ=Ъ~Гэв +Гэь+ 2ГгоГээ соз2а, Рассматривал картину сил п моментов, прплопевлых к колесу 1, паходат вскомые величины: Г,э= -Гр„, Г ~г э М, =Г„„г„эсозе„э =М4 — --=Мэиэ,ихэ. гэг„ Обычае пользуютсл упрощеппой расчетпой схемой, взобрапжппой па рис. 5.16, б. Здесь пспользовапы только окруппыв свлы„паправлепвые перпепдпкуллрпо радиусам пачальпых окруппостей в точках пх 1тасаппл: полюсах зацеплевва Рээ п Рэ~.
Упрощенную расчеэпую схему часто пспользуют длв садового расчета слопных зубчатых мехапвзмов плапетарвых редукторов. Дла схемы двухступенчатого редуктора, пзобралгеппой па рпс. 5.16, а, определим зпачевпа окрув:пых спл, использовав упрощенную расчетвую схему 1рпс. 5.16, б). Пусть чпсла зубьев колес зацепы: х, = 30; гэ = 90; гэ = 20; те= 100. Модула: в первой ступепп т,=2 мм, во второй ступепк г»„=3 мм.
Круппцпй момепт па валу О,: М, =60 Н.м. Угол профплв походного контура а=20'. Колеса с пулевымв смещепвамп псходпого ковтура. Рассчптывают размеры радпусов пачальпых окрупжостей. Опп в даппом примере совпадают с делптельвымп окрувпаостамв, радпусы которых вьгчпсляют по формуле г=0,5»гх: г,=тэ,/2=2 30/2=30 мм; гэ=20.90/2=90 мм; гэ — — »гагэ/2= 3 20/2=30 мм; ге= 3. 100/2=150 мм. Окрувззые силы Р„, = М~/г, = 60 1 0 э/3 0 = 2000 Н; Гэ»=Ггигг/гэ=2000 90/30=6000 Н. Крутащвй момепт па выходном валу Ма — Гг»гх е»ОО' 150' 1О 900 Н'м.
Отпошеппе крутлппгх моментов Мэ/М, = 900/60= 15. Реакцвп в опорах О, п Оэ: Гэь = — 1Гэ»+ Гэе) = 2000+ 6000= 8000 Н; 4»= -Га; — 2000 Н; Гэв= -Гээ~=6000 Н; тэ — сего= Гээг=8000 Н. 217 Опорный момент Мз на стойке В28=тш(г8+гз)=8000.(30+90) 1О '=9бО Н м, ев. Ршсомендуемхл последовхтельносгь ВЫПОЛНЕНИЯ ВТОРОГО ЛИСТА ПРОЕКТА Силовой расчет рекомендуется вьшолнать в такой последовательиасти. 1.
Проанализировать исходиые данные и поставленную задачу. В случае определения реакций для задаяпого угловой координатой гр, положеиия начального звена вычертить кинематическую схему в требуемом положении мехаиизма. По первому листу проекта найти значения движупШх сил и моментов, сил полезного сопротивления и сил тяжести. 2. По первому листу проекта найти угловую скорость о1, и угловое ускорепие а вачальиого звена механизма. Построеиием планов скоростей и ускореиий или аиалитическим методом найти ускорения цеитров масс и угловые ускореиия звеиьев мехаиюма.
3. Определить зиачения и направления главиых векторов и главных моментов сил вперили для заданного положения механюма. 4: На кииематической схеме механизма юобразить векторы внешних сил, сил тяжести и сил инерции и момеиты сил. Расчленить механизм иа статически определимые группы звевьев. По припципу освобождаемостн от связей отбросить для каждой группы звеньев соответствующие свюи, заменить их векторами соответствующих реакций (рис.
5.17...5.21). 5. Для каждой группы звеньев составить векторные уравнения суммы сил (уравиеиия суммы проекций сил на координатные оси) или алгебраические уравнения суммы моментов сил (включал инерционные силы) и решить их графическим или числениым методом с использованием ЭВМ. 6. При наличии в математическом обеспечении отлаженных программ изучить алгоритм и программу вычислений, правила ввода-вывода, подготовить исходные даиные. По результатам вычислеиий построить годографы сил в каждой кииематической паре.
Сопоставить результаты вычислений на ЭВМ с результатами, полученными путем графоаналитвческого решения, 218 Ф а Ю с~ о о Ю .Р Глава б ПРОККГИРОВАНИВ ЦИЛИНДРИЧКСКОй ЗУВЧАтОй ПКРКДАЧИ ьл. анализ исходных данных Кинематическая связь между ротором дввгатела и входным звеном исполнительного механвзма обычно осуществляется с помощью зубчатых механизмов. При заданных частоте вращения и, ротора двигателя и частоте вращенвя в, входного звена определжот общее передаточное отношение аи привода: и„=е,/л,. При заданной кинематической схеме совокупности зубчатых механизмов (рядовых зубчатых передач, планетарного редуктора в т.
д.) находат частные значения передаточных отношений, произведение которых равно общему передаточному отвошешпо приводов: яи = и~1 я~я- изщ. где а,|=ям=+г~х~, я~ — — нз~=+г4/гз; я„=язе=1хе~тз передаточные отношения рядовых зубчатых передач с неподвижными осияв внецшего (знак минус) нли внутреннего (знак плюс) зацепления; и — передаточное отношение зубчатого редуктора (обычно планетарного), кинематвческую симу которого необходимо спроектировать при выполнении курсового проекта. В большинстве заданий числа зубьев колес цилиндрвческой зубчатой передачи (например, х, в х ) заданы в качестве исходных. В некоторых заданиях задается частное передаточное отношение и,1 =в„= — гз/г„межосевое расстояние а. н модуль м.
В этом случае определжот число зубьев шестерни по формуле ,=Ь В+в, )ш) с округлением до близайшего целого числа. Число зубьев гз колеса определяют по соотношению г =г1я,м которое также округляется до целого числа. Стремятся при определевви г, в зз получить минвмальное отклонение полу- ченного передаточного отношения и = Тхз/г от требуемого передаточного отношения и„= и„. При заданном суммарном числе зубьев г число г, определяют по соотношению г =хг11и +1). Помимо чисел зубьев г, и г заданными являются модуль т в параметры исходного контура эвольвентной шшнвдрнческой зубчатой передачи по ГОСТ 13755 — 81 (рис. 6.1, а): угол главного профиля а= 20', коэффициент высоты головки л„» = 1; коэффициент высоты нонки Ьг» =1,25; коэффициент граничной высоты Ь|» — — 2; л,» =2л,»+с» — р» (1 — з!па); коэффициент радиуса кривизны переходной кривой р,» = 0,38; коэффициент глубины захода в паре исходных контуров Ь '=2; коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров с» = 0,25..
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
