Курсовая работа Геометрическое черчение Проекционное черчение Изучение резьбовых соединений Соединение деталей Эскизы и рабочие чертежи деталей Техническая механика

Курс лекций Инженерная графика Детали машин и основы конструирования

Расчет конических зубчатых колес

Хотя расчет конических зубчатых передач ГОСТом еще не регламентирован, тем не менее целесообразно выполнять его, ориентируясь на зависимости, приведенные выше для цилиндрических зубчатых колес.

На основании формул (3.4) и (3.5) с учетом особенности геометрии конических зубчатых колес (рис. 3.4) после соответствующих преобразований получают формулу для проверочного расчета конических прямозубых колес на контактную прочность:

 

Рис. 3.5. Схема конического колеса с круговыми зубьями Методы изготовления зубчатых колес Зубчатая передача представляет собой передаточный механизм, звеньями которого являются зубчатые колеса, служащие для передачи движения и сил путем непосредственного зацепления. Зубчатые передачи имеют самое широкое применение в технике.

При расчете по среднему конусному расстоянию R = Re – 0,5 b формула (3.27) принимает вид

Здесь Re и R — внешнее и среднее конусные расстояния, мм; Кн — коэффициент нагрузки, принимаемый таким же, как и для цилиндрических прямозубых передач (см. § 3.2), при условии, что степень точности конических колес на единицу выше, чем цилиндрических; Т2 — вращающий момент на колесе, Н . мм; h — ширина зубчатого венца, мм.

Аналогичный расчет для конических колес с круговыми зубьями основывается на формулах (3.4) и (3.6). Рекомендуют принимать средний угод наклона зуба b = 35o (рис. 3.5). При этом коэффициент, учитывающий формулу сопряженных поверхностей зубьев, ZH = 1,59. Коэффициент Ze можно принять таким же, как и для цилиндрических косозубых колес, т. е. Ze = 0,8. Тогда для проверочного расчета стальных конических колес с круговыми зубьями на контактную прочность формула будет иметь вид

Коэффициент нагрузки Кн представляет собой произведение трех частных коэффициентов, определяемых так же, как и для цилиндрических косозубых колес:

При проектировочном расчете определяют внешний делительный диаметр колеса, мм:

для прямозубых передач Kd = 99: для колес с круговыми зубьями Kd = 86.

Полученные значения de2 округляют по ГОСТ 12289-76 (в мм): 50; (56); 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225): 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600.

Предпочтительными являются значения без скобок.

Фактические значения de2 не должны отличаться от номинальных более чем на 2%.

Номинальные значения передаточных чисел и желательно округлить по ГОСТ 12289-76: 1; (1,12); 1,25; (1,40); 1,60: (1,80); 2,00; (2,24); 2,50; (2,80); 3,15; (3,55); 4,00; (4,50); 5,00; (5.60): 6,30.

Значения без скобок предпочтительнее.

Фактические значения и не должны отличаться от номинальных более чем на 3%.

Коэффициент ширины зубчатого венца

При проектировании редукторов с параметрами по ГОСТ 12289-76 рекомендуется принимать ybRe = 0,285.

Коэффициент КНb принимают предварительно для колес с твердостью поверхностей зубьев НВ £ 350 от 1,2 до 1,35: при твердости НВ > 350 — от 1,25 до 1,45 (см. табл. 3.1).

При проверочном расчете значения коэффициента нагрузки уточняют.

Далее определяют числа зубьев колес. Для шестерни

 

Рекомендуют выбирать z1 » 18¸32.

Число зубьев колеса z2 = z1u.  Так как найденные значения z1 и z2

округляют  до целых чисел, то после этого следует уточнить и угол 

d2 = arctg и. Внешний окружной модуль округлять  полученое зна-

чение me не обязательно.

Остальные параметры передачи определяют по табл. 3.11. Проверку зубьев конических прямозубых колес на выносливость по напряжениям-изгиба выполняют по формуле

Здесь КF — коэффициент нагрузки при расчете на изгиб, выбираемый так же, как и для цилиндрических прямозубых колес; Ft — окружная сила, которую считают приложенной по касательной к средней делительной окружности

YF — коэффициент формы зубьев (см. с. 42), выбираемый в зави-

симости от эквивалентного числа зубьев JF » 0,85 – опытный коэф-

фициент, учитычвающий понижение нагрузочной способности  конической

Пpедел контактной выносливости при базовом числе циклов

Возможен иной вариант расчета: задаются числом зубьев шестерни: оно должно быть не меньше zmin по условию отсутствия подрезания: для прямозубых колес

В расчетах цилиндрических прямозубых колес зуб рассматривают как балку, жестко защемленную одним концом. Силу считают приложенной к вершине зуба по нормали к его поверхности; силу трения не учитывают

Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения

П о д а ч а. Подача шпинделя выполняется той же кинематической цепью, что и главное движение. Подача инструмента происходит в каждый оборот шпинделя, поэтому она считается в долях миллиметра на один оборот (мм/об). Механизм подачи получает движение от шпинделя и через ряд зубчатых колёс доходит до рейки, закреплённой на полой гильзе, в которой вращается шпиндель.

На шпинделе в коробке скоростей сидит зубчатое колесо 40, которое, находясь в зацеплении с колесом 60, передаёт вращение на промежуточный валик V; на этом валике закреплено зубчатое колесо 25, передающее вращение промежуточному валику VI через колесо 62. На валике VI насажено зубчатое колесо 32, находящееся в зацеплении с колесом 42, сидящим на валу VII, который выходит в коробку подач.

На валу VII коробки подач на направляющей шпонке сидит блок из двух зубчатыхколёс 58 и 28.Блокпередаёт движение на вал VIII через зубчатые колёса 58 и 32 или через 28 и 62. Таким образом, на валу VIII получается два различных числа оборотов на один оборот шпинделя. С вала VIII вращение передаётся через блок из четырёх зубчатых колёс, сидящих на шпонках, четырём зубчатым колёсам, сидящим на валу IX свободно. Эти зубчатые колёса находятся в зацеплении с колёсами блока. Чтобы соединить одно из колёс с валом IX нужно продвинуть выдвижную шпонку, утопленную в вал, и поставить её против прорези вала и шпоночного паза соответствующего зубчатого колеса. Выдвижная шпонка может занимать четыре положения и включать отдельно каждое колесо для передачи движения с блока на вал IX. Диапазон чисел оборотов при этом увеличивается в четыре раза; таким образом, на валу IX получается восемь различных чисел оборотов. Следовательно, можно работать с восемью различными подачами. На вал IX насажен червяк. От червяка вращение передаётся на червячное колесо 50 и зубчатое колесо 14, сидящее на одном валу с червячным колесом. Зубчатое колесо 14 находится в зацеплении с рейкой, которая подаёт шпиндель в осевом направлении.

Подачу шпинделя можно также осуществлять вручную маховиком. Подъём и опускание стола производятся вручную: при повороте рукоятки вращается коническое колесо 12, находящееся в зацеплении с колесом 42, при вращении которого вращается винт с шагом t = 8 мм. Винт вращается в неподвижной гайке, в результате чего происходит опускание или подъём стола.

Тележка крана. Рассмотрим принцип действия механизма крановой тележки, изображённой на фиг. 478. Движение тележки осуществляется от мотора 1, передающего вращательное движение через муфту 2 валу 3, а вместе с ним и зубчатому колесу 4. Последнее, находясь в зацеплении с зубчатым колесом 5, приводит во вращательное движение вал 6 вместе с колесом 7. Так как зубчатое колесо 7 находится в зацеплении с колесом 8, то соответственно придёт во вращательное движение и вал 9 вместе с бегунками 10; тележка начинает поступательно двигаться. Торможение тележки, когда явится в этом необходимость, производится тормозом 11.

Полуавтомат 5962. Станок служит для накатки резьбы повышенной точности на винтах и метчиках (фиг. 479).


На главную