Методические указания по технической механике

Скачать работу - Методические указания по технической механике

Курсовой проект выполняется на основании технического задания, выдаваемого руководителем проекта. 1.2. Содержание и объем курсового проекта В процессе работы над курсовым проектом студенты рассчитывают основные параметры заданного механизма и разрабатывают его конструкцию.

Конструкторская документация проекта состоит из пояснительной записки (15-20 страниц), принципиа-льной кинематической схемы, сборочных чертежей устройства и сборочной единицы, рабочих чертежей 5-8 нестандартных деталей (вала, зубчатого колеса, шкалы, пружи-ны, стакана, стойки и т.п.). Пояснительная записка в общем случае должна содержать следующее разделы: Введение.

Назначение и область применения проектируемого изделия.

Техническая характеристика изделия.

Описание и обоснование выбранной конструкции.

Расчеты, подтверждающие работоспособность и надежность конструкции: расчет мощности и выбор электродвигателя; расчет кинематических параметров (определение общего передаточного отношения и передаточных отношений ступеней); расчеты на прочность; расчеты кинематической точности и погрешности мертвого хода; выбор материалов и покрытий; определение критериев конструктивного качества и экономической эффектив-ности конструкции.

Конкретный перечень конструкторской документация, подлежащей обязательной разработке, указывается в техническом задании на курсовой проект. 1.3. Оформление документации проекта Вся графическая и текстовая документация проекта должна оформляться в полном соответствии с требованиями Единой системы конструкторской документации (ЕСКД) и СТП КПИ 2.001-83 'Курсовые проекты.

Требования к оформлению документации'. 2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ ДЛЯ ПРИВОДОВ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ МЕХАНИЗМОВ МАЛОЙ МОЩНОСТИ 2.1 Исходные данные 1 Назначение электропривода, общая характеристика режима работы электродви-гателя, специальные требования. А. Приводы специализированных устройств (магнитофоны, МТЛ устройств ЭВМ, печатающие машины и др.). Режим работы и требования к электродвигателю опреде-ляются специальными техническими условиями. Б. Нерегулируемые приводы исполнительных механизмов управления, операцион-ных механизмов и технологических устройств, механизмов дистанционного управления. Режим работы двигателя длительный или повторно-кратковременный, нерегулируемый по частоте вращения, реверсивный или нереверсивный. В. Нерегулируемые приводы приборов времени, программных устройств, МТЛ са-мопишущих приборов и др. Режим работа двигателя длительный или повторно-кратко-временный с постоянной стабилизированной частотой вращения, нереверсивный. Г. Приводы следящих систем управления (приводы РЛС, графопостроителей, ма-нипуляторов, привод стабилизации положения корпусов и др.). Режим работы длитель-ный или повторно-кратковременный реверсивный, регулируемый по частоте вращения. 2. Характеристика источника питания двигателя: для постоянного тока – напряже-ние и допускаемые токи нагрузки; для переменного - напряжение, частота и вид сети (однофазная, трехфазная). 3. Конструктивные требования: способ крепления двигателя; количество выходных концов вала ротора; наличие встроенных элементов (тахогенератор, редуктор и др.). 4. Функциональные требования: допускаемое изменение частоты вращения, способ регулирования, время переходного процесса, характеристика режима работа следящей системы и входных сигналов. 5. Эксплуатационные требования: срок службы; температура внешней среды; тре-бования устойчивости к линейным ускорением, вибрации, к ударным перегрузкам, к изменениям атмосферного давления и влажности. 6. Характеристика внешней нагрузки: числовое значение или закон изменения ста-тического момента нагрузки; скорости и ускорения вала нагрузки. 2.2 Выбор серии электродвигателей По исходным данным выбирают серии двигателей переменного или постоянного тока, соответствующих требованиям пп. 1 и 2 группы привода (А, Б, В или Г) (см. под-разд. 2.1), используя каталоги или ограничительные перечни, например таблице 2.1. Из группы серий и типов выбирают двигатели, удовлетворяющие требованиям пп. 1-5 исходных данных, сравнивая требования с паспортными характеристиками конк-ретных типов двигателей. В первую очередь отбирают серии, соответствующие напря-жению питания, частоте сети и требуемой постоянной времени (для следящих систем), затем, учитывая степень обязательности, выбирают серии и типы, удовлетворяющие требованиям к конструкции, сроку; службы и устойчивости к климатическим и механи-ческим воздействиям.

Сравнительные характеристики некоторых серий двигателей приведены в таблицах 2.2 и 2.3. Если исходные требования перечнем серий одной группы не могут быть удов-летворены, используют серии нижестоящих групп в таблице 2.1: группу Б, например, можно дополнить перечнем групп В или Г. Таблица 2.1-Перечень электродвигателей предпочтительного применения

Группа	Общая характеристика	Серии или типы электродвигателей
переменного тока	постоянного тока
А	Специальные	для аппаратуры магнитной записи	ЭДГ; типы: АД-5; АДТ-6; АДТ-1,6 КД-3,5 КДП-6-4; ДК-16; КД-б-4	ДКС; ДКМ типы: Д16-06; ВДС-02 МД-0,35-2ООО-9
интегрирующие	ИД-1; ИД-2; ИД-9	ДИ-6-1500А
для потенциомет-рических систем	РД-09	СЛ-267; СЛ-367
Б	Нерегулируемые	общего при-менения Редук-торн. двигатели со встроенным редуктором	УАД; АОЛБ; АОЛ	Дв. авиац. Д-100; МА Ред.:МКМ; МСВ; МС-160; МФА; ДР-1; 5Р, МН или ЭДН
В	со стабилизиро-ванной частотой вращения	Г; ДСР; ДСГ; ДСА; ДСМ; ДСДР; ДСД; типы: СД-09; ЭГ-10	ДПР; ДПМ в исп. Н3; ДРВ; ДП в исп. Цр,
Г	Управляемые общего применения в следящих системах	АДП; ДИД; ЭМ; ДКМ; АД; ДМ; АДИ ; ДАД; АСМ; с тахоге-нераторами АДТ; ДГ; СМА; СМБ	ДПМ; ДПР; ДП, СЛ, ДП, СД, ПЯ,

Таблица 2.2-Электродвигатели постоянного тока

Характеристики параметры	Серии электродвигателей
Д	ДРВ	СД	ДПМ	ДП P	МИГ	ДА
Напряжение питания В,		+	-	-	-	+	-	-
6	-	-	-	-	+	-	-
12	-	-	-	+	+	+	-
27	+	+	+	+	+	+	+
60	-	+	+	-	-	-	-
110	-	-	-	-	-	-	-
Номиналь ная мощно-сть, Вт	от	0,1	0,1	8,0	0,5	0,3	10	2,0
до	200	300	150	14	80	600	600
Электромехани-ческая постоян-ная времени, мс	25… 100	15...100	11...150	45..90	12..20	1,3…8.5	30….160
С регулятором скорости	-	+	-	+/-	+/-	-	-
С редуктором	-	-	-	-	-	-	-
С тахогенер.	-	-	-	-	+/-	+/-	-
С 0В 'Лев' и 'Пр	-	-	-	-	-	-	+
С тормозной муфтой	-	-	-	-	-	-	+/-
Кол. концов вала	1/2	1	1	1/2	1/2	1/2	1
С фланцевым креплением	+	+	+	-	+	+	+
С креплением по диаметру	+	-	-	+	+	-	+
Последовательно-го возбуждения	+	-	-	-	-	-	+
Параллельного возбуждения	+	+	+	-	-	-	-
С постоянным магнитом	+	-	-	+	+	+	-
Срок службы, тыс. ч, макс.	1,5	1,5	0,5	1,0	3,0		0,5
Устойчивость	к линейн. ускор	35	15	15	50	100		35
к вибрационным нагрузкам	12	10	10	10	10		15
К ударным нагрузкам	35	10	35	50	50		35
К внешн. температу-рам, °С:		85	85	60	60	60		85
;	60	60	60	60	60		60
К влажности, %	98	98	98	98	98		98
К внешнему атмосферному давлен, кПа	2,5-150	2,5-150	2,5-200	50- 200	50- 300		2,5- 150

2.3. Выбор типоразмера двигателя и передаточного отношения редуктора Энергетические, кинематические и динамические показатели привода зависят одновременно от характеристик двигателя и от параметров редуктора.

Оптимальный ва-риант сочетания типоразмера двигателя, структуры редуктора и его передаточного отно-шения устанавливается, на основании энергетического, кинематического и динамиче-ского расчета системы ДВИГАТЕЛЬ-РЕДУКТОР-НАГРУЗКА. Для приводов группы А методика такого расчета разрабатывается применительно к конкретному виду привода.

Таблица 2.3 Электродвигатели переменного тока

Характеристи-ки, параметры	Серия єлектродвигателей
АДП	АДТ	ДИД	ДГ	ЭМ	Д KM	АД	Г	ДСД	ДСР
Видпита-ния	1-фазн. 3-фазн.	+	+	+	+	+	+	+	+	+	+
-	-	-	-	-	-	-	+	-	-
Частота, Гц	50 400 500 1000	+	-	-	-	-	-	-	+	+	+
+	+	+	+	+	+	+	+	-	-
+	+	-	-	-	-	-	-	-	-
+	-	+	+	-	-	-	-	-	-
Напряжениепитания , В	36- 40 110 220	+	+	+	+	+	+	+	+	-	-
+	+	-	-	115	-	-	-	127	-
+	-	-	-	-	-	-	-	+	+
Номинальная мощность, Вт	2,1 -62	0,3 -13	0,1 –10	0,1 –5,0	0,4 -50	0,2-60	0,3–3,5	1,0 -40	*	0,2–0,3
Эл.-мех. пост. времени, мс	6-82	22-500	26-160	50-290	15-170	15-150	10-20			30-50
Синхронные	-	-	-	-	-	-	-	+	+	+
С редуктором	-	-	-	-	+/-	-	-	+/-	+	+
С тахогенерат.	-	+	-	+	-	-	-	-	-	-
Кол. концов вала	1/2	1	1	1	1/2	1	1/2	1	1	1
С фланцевым креплением	-	-	+	+	+	+	-	+	+	+
С креплением по диаметру	+	+	-	-	-	-	+	+	-	+
Срок службы, тыс. часов max	2	2	1	1,5	1	1	1	5	1	10
Устойчивость	К лин. ускор.	25	25	8	15	15	15	8	8
К вибрациям	12	12	5	5	5	5	3,5	3,5
К ударам	15	7	4	4	12	4	3	3
К внеш-ним тем-перату-рам, ° С		70	60	100	100	80	80	70	50	50	60
Q	50	40	60	60	60	60	50	60	40	40
к влажности отн, %	98	98	98	98	98	98	98	98	98	98
к внешнему атмосфер-ному давле-нию. кПа	2,5… 150	2,5… 150	2,5… 150	2,5… 150	2,5… 150	2,5… 150	2,5… 150	2,5… 150	2,5… 200	2,5… 150

Примечание. Для параметров устойчивости указаны максимальные значения по сериям двигателей.

Виброуотойчивость - для частот 200...300 Гц. х Номинальная мощность двигателей ДСД около 12 мкВт. 2.3.1 Неуправляемый привод (группы Б и В) Основная нагрузка привода - постоянный и переменный во времени (рисунок 1) статический момент Т н.с ( t ) на выходном валу редуктора в режиме нормируемого или не-нормируемого по времени переходного процесса в периоды пуска или изменения нагру-зочного момента. Тн Т4 Т 1 Т 3 Т 2 Т 5 t 1 t 2 t 3 t 4 t 5 t Рисунок 2.1- График изменения статического момента нагрузки.

Исходный кинематический параметр - средняя или номинальная угловая скорость на выходном валу редуктора - w н, рад/с.

Переходный процесс может быть ограничен временем t п ,с или предельным угло-вым ускорением вала нагрузки e н , рад/с 2 , при этом должен быть задан момент инерции нагрузки I н , кг м 2 . В качестве рабочего режима двигателя принимается номинальный, для чего на его обмотки необходимо подавать номинальное напряжение, а передаточное отношение редуктора принимают i р = дв / н, (2.1) где дв - номинальная угловая скорость двигателя, который надлежит выбрать в следующем порядке. 1.Определить эквивалентный статический момент сопротивления на валу редук-тора, H·м: (2.2) где T i среднее значение момента в интервале i (см. рисунок 2.1); t i - продолжительность интервала, c . При постоянном значении момента T н c принимают . Тэ = T нс . 2. Определить необходимую мощность двигателя, Вт: N дв = Т э · н · к н / р , (2.3) где к н - коэффициент запаса: 1,05... 1,1 - если нет ограничений по времени пере-ходного процесса; 1.2...2,2 - при заданном времени разгона; при этом чем больше мо-мент инерции нагрузки, тем больше следует брать запас по мощности; р - ориентировочное значение КПД редуктора: 0,7...О,9 - для простого цилинд-рического, планетарного или волнового; 0,4...О,7 - для червячного. 3. Выбрать типоразмеры двигателей, номинальная мощность которых равна N дв или несколько больше. Если время разгона ограничено значением t n , отбирают двигате-ли, электромеханическая постоянная времени которых меньше 0 = t n /6. Для приводов с длительном режимом работы предпочтение отдают двигателям с большим сроком служ-бы и хорошим КПД, для повторно-кратковременного режима - высокоскоростным. 4. Определить передаточное отношение редуктора по уравнению (2.1). После раз-работки кинематической схемы редуктора и геометрического расчета его элементов выбранный двигатель необходимо проверить: по номинальной мощности, используя неравенство N ном Т э · дв / р · i р , (2.4) где р - расчетное значение КПД редуктора; по пусковому моменту, чтобы Т п Т нсп / ( i р р) + ( І рот + І р +І н /і 2 р ) ( дв / t n ), (2.5) где Т нсп - наибольший статический момент нагрузки при пуске, Н м; І рот - момент инерции ротора двигателя, кг м 2 ; І р - момент инерции редуктора, приведенный к валу двигателя, кг м 2 ; по времени разгона, чтобы t р = 3 ( І рот + І р +І н /і 2 р ) дв/ (Т п - Т сп ) t n , (2.6) где Т сп - статический момент нагрузки при пуске, приведенный к валу двигателя Н м: Т сп = Т нсп /( i р р ). 2.3.2 Следящий привод.

Группа Г В следящем приводе вал нагрузки через редуктор поворачивается по сигналам управления, поступающим от усилителей следящей системы.

Привод, т.е. двигатель и редутор, являясь исполнительной частью следящей системы должен обеспечивать на нагрузочном валу необходимые статические и динамические характеристики (переме-щения, скорость и ускорение) в соответствии с требованиями оптимального переход-ного процесса либо в точности, повторяя закон изменения управляющего сигнала. В этих условиях выбор передаточного отношения редуктора играет решающую роль.

Оптимальное значение передаточного отношения зависит от выбора критерия оптими-зации (обеспечение максимального ускорения вала нагрузки, получение минимальной мощности двигателя или наименьшего пускового момента), а также от соотношения статического и динамического моментов.

Внешняя нагрузка следящего привода характеризуется статическим моментом Т нс , моментом инерции І н , а внутренняя - статическим моментом сопротивления в редук-торе, учитываемым через КПД р , приведенным моментом инерции редуктора І р , момен-том инерция ротора І рот электродвигателя. Для воспроизведения входного сигнала двигатель должен обеспечивать необходи-мую угловую скорость ротора ( t ) = н ( t ) i р при соответствующих значениях вращаю-щего момента двигателя, равного моменту всех сил сопротивления, т.е. значениям T ( t ) = Т нс /( i р р ) + І н · н ( t ) / і р + ( І рот + І р ) і р · н ( t ) (2.7) и достаточную плавность слежения: приведенный к валу двигателя момент статической нагрузки не должен превышать 5...1 O % значения пускового момента электродвигателя, а, следовательно, передаточное отношение редуктора должно удовлетворять неравен-ству і р Т нс / T п, (2.8) где - коэффициент плавности следящей системы, а мощность двигателя в номи-нальном режиме - неравенству N ном ·Т нс · н max /2 (2.9) Для систем высокой точности с погрешностями установок угла 0,0002...О,001 рад принимают = 10...20; при погрешностях по углу установки 0,002...0,007 рад можно принимать = 5...10. Приведенные методы выбора параметров следящего привода не являются общими, а применяются для условий, указываемых в наименовании методики и во вводной части к ним. А. Для режимов с совпадающими во времени значениями н max и н max . Методика применима для систем, отрабатывающих сигналы вида 1) = 0 t ; н max = н = 0 ; = 0 2) = 0 t + 0 t 2 /2; н max = н = 0 + 0 t max ; н max = 0 3) = 0 (1- e - t ); н max = н max = 0 w ; | | н max = 0 w 2 4) = w 0 t 3 + w 1 t 2 + w 2 t ; н max = ; н max = 5) =2 0 t 2 / t n 2 ; н max =2 0 / t n ; | | н max = 2 0 / t n 2 используемые в приводах РЛС, вычислительных механизмах, приводах управления и др., основной режим работы которых - продолжительные или часто повторяющиеся пе-риоды работа с максимальной мощностью, т.е. работа двигателя в номинальном режиме.

Методика выбора электродвигателя 1. Отобрать двигатели, быстродействие которых, с = І рот ном / Т ном (2.10) меньше требуемого = н max / н max , (2.11) где ном - номинальная угловая скорость двигателя, рад/ c ; T ном - номинальный момент на валу двигателя, Н м; н max -заданная максимальная угловая скорость вала нагрузки, рад/с; н max - заданное максимальное угловое ускорение нагрузки, рад/с 2 . 2. Определить полную мощность нагрузки, Вт: N = (T нс / р + I н н max ) н max (2.12) где T нс - статический момент нагрузки, Н м; р - ориентировочное значение КПД редуктора (см. формулу (2.3); I н - момент инерции нагрузки, кг м 2 . 3. Выбрать значения коэффициента плавности и установить соотношение нагрузок: T нс I н н max / (0,5 -1) (2.13) Если T нс больше правой части неравенства (13), выбор параметров привода выполняют по пп.4-8, если меньше - по пп. 9-12. 4. Определить относительное передаточное отношение ск (2.14) 5. Определить необходимую номинальную мощность двигателя, Вт: N ном 0 = (1+ 2 ск )· N (2.15) и необходимый динамический коэффициент, Н м/с 2 : К до = (2.16) 6. Выбрать двигатель, у которого N ном N ном 0 и К д = (2.17) 7. Определить оптимальное значение передаточного отношения редуктора (2.18) 8.. Если двигатель пришлось выбрать с большим запасом по мощности или Кд, проверить возможность применения передаточного отношения при котором обеспечивается максимальное быстродействие. Его можно принять при выполнении условий: 9. Необходимая мощность двигателя, Вт: N ном 0 = 1,5 N . (2.20) и необходимый динамический коэффициент, Н м/с 2 , К до = 4,5 N н max / н max . (2.21) 10. Выбрать двигатель, для которого соблюдаются условия: 11. Определить оптимальное значение передаточного отношения редуктора из условия (2.22) Если условие (2.22) не соблюдается, принять После выполнения геометрического расчета редуктора следует проверить двига-тель по тепловому режиму (для двигателей постоянного тока - обязательно): Т ном / Т ср.кв. (1…1,08), где (2.23) Б. Для систем, отрабатывающих ступенчатые входные воздействия в опти-мальном переходном режиме ( н max и н max совпадают во времени) Режим используется в системах дистанционного управления, в устройствах ввода данных, блоках сравнения и согласования и др.

Заданы: значения входного воздействия (угол перестановки) , рад; время пере-ходного процесса t , с; момент инерции нагрузки I н , кг·м 2 , статический момент нагрузки Т, Н м; коэффициент плавности, принимаемый = 10...20. Методика выбора электродвигателя, 1. Определить параметры оптимального переходного процесса: максимальное угловое ускорение при пуске нп = 5,02 н / t 2 п ;, расчетную угловую скорость н max = 3,6 н / t п . 2. Определить соотношение нагрузок: (2.24) Если Т нс больше правой части неравенства (2.24), выбор параметров привода вы-полняют согласно пп.3-5 (ниже), если меньше - используют методику А (пп. 2; 9…11). 3. Определить динамические характеристики привода: (2.25) (2.26) 4. Выбрать двигатель, для которого Предпочтение следует отдавать быстроходным двигателям с номинальной часто-той вращения ротора 6000 об/мин и более. 5. Определить оптимальное передаточное отношение редуктора (2.27) В.- Для систем, отрабатывающих гармонический сигнал вида = 0 sin a t . Заданы: 0 - амплитуда сигнала, рад; круговая частота, a = 2 / t , рад/с; I н , кг м 2 ; Т нс , Н м; = 20...10, р . Требование: применять двигатели с линейной или с линеаризуемой механической характеристикой (см. таблица 2.1, группа Г). Методика выбора электродвигателя.

Определить характеристики управления по выходу: Максимальная расчетная угловая скорость нагрузки: (2.28) Нормальное угловое ускорение нагрузки: (2.29) Нормальная угловая скорость нагрузки: (2.30) 2. Определить соотношение нагрузок: (2.31) Если заданный статический момент Т нс больше динамического (правая часть не-равенства (2.31)), выбор параметров привода выполняют по пп.3-5, если меньше - по пп.6…9 3. Определить необходимые динамические характеристики двигателя (2.32) (2.33) 4. Выбрать двигатель, для которого 5. Определить оптимальное значение передаточного отношения редуктора: . (2.34) 6. Определить необходимую мощность двигателя, Вт: (2.35) 7. Выбрать двигатель, у которого N ном N ном 0 . 8. Определить оптимальное по быстродействию передаточное отношение редук-тора: (2.36) 9. Проверить условие обеспечения заданной максимальной угловой скорости: Если условие не выполняется, передаточное отношение редуктора (2.37) Запас по скорости следует принимать тем больше, чем больше относительное зна-чение статической нагрузки.

х

Т=Т( )

в поле механической характеристики двигателя при гармоническом входном сигнале. і р нmax A = і р н A ТТ T

Т н =Т н ( н )

Т Рисунок 2.2 По относительному расположению значений и (2.38) 3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ В ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМАХ. С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ И КОНИЧЕСКИМИ КОЛЕСАМИ. 3.1. Общее передаточное отношение механизма определяется по формуле: (3.1) где n дв - частота вращения вала заданного или выбранного электродвигателя, об/мин, n вых - частота вращение выходного вала механизма, об/мин.

Значение n вых определяется на основании технического задания. При этом возмож-ны следующие варианты: 1. Значение n вых задано непосредственно в техническом задании. 2. Задана угловая скорость выходного вых рад/с: (3.2) 3.Задано время движения выходного вала t p , с. При отом угол поворота выходного вала , либо задан либо может быть назначен из конструктивных соображений. Тогда /(6 t p ). (3.3) 4. Задан закон движения выходного вала . (3.4) 5. На выходе механизма осуществляется преобразование вращательного движения в поступательное реечной парой или парой с гибким звеном (лентой, тросом, цепью): , (3.5) где v -линейная скорость выходного звена, мм/с, d k - диаметр колеса, преобразующего вращательное движение в поступательное, мм. 6. На выходе механизма осуществляется преобразование вращательного движения в поступательное винтовой парой: (3.6) где p h - ход винтовой линии, мм. 7. На выходе механизма вращательное движение преобразуется в поступательное кулачковым механизмом: (3.7) где угол поворота кулачка (… ), соответствующий времени цикла t пост ,с звена совершающего возвратно-поступательное движение. 8. На выходе механизма преобразование вращательного движения в поступатель-ное осуществляется кривошипно-шатунным механизмом: (3.8) где 3.2. Выбор передаточных отношений ступеней в зависимости от функционального назначения механизма заключается в определении рациональных значений состав-ляющих уравнения: (3.9) где -передаточные отношения предыдущей, последующей и последней ступени соответственно. При распределении общего передаточного отношения по ступеням в механизмах приводов, систем управления и регулирования необходимо обеспечить: - минимальные размеры и массу механизмов, в том случае, если к ним не предъяв-ляется требование малоинер ц ионности; - минимальный момент инерции, приведенный к входному валу механизма. 3.3 В соответствии с функциональным назначением и условиями нагружения звеньев механизмы при распределении передаточных отношений между ступенями делятся на 5 типов: - тип I: нереверсивные силовые зубчатые механизмы, у которых размеры зубчатой пары и долговечность определяются контактной прочностью рабочих поверхностей зубьев; - тип 2: реверсивные силовые механизмы, у которых размеры зубчатой пары и дол-говечность определяются изгибной прочностью сердцевины зубьев; - тип 3: малонагруженные кинематические зубчатые механизмы, размеры звеньев которых выбираются из конструктивных соображений, а напряжения в материалах нас-только малы, что на размеры колес влияния практически не оказывают; - тип 4: реверсивные силовые малоинерционные механизмы, у которых долговеч-ность и размеры зубчатой пары определяются изгибной прочностью; -тип 5: реверсивные малонагруженные кинематические малоинерционные зубча-тые механизмы, у которых напряжения малы и на размеры колёс влияния практически не оказывают. -тип 6: малонагруженнный кинематический механизм с минимальной суммарной кинематической погрешностью передачи.

Формулы для определения составляющих уравнения (3.10) приведены в таблице 3.1. Они получены из условий, что все зубчатые колеса данного механизма геометри-чески подобны, т.е. относительная ширина зубчатых венцов одинако-ва, а числа зубьев всех ведущих колес в зубчатых парах равны. 3.4. Выбор и определение чисел зубьев зубчатых колес в ступенях производят по формуле Z 2 = Z 1 i k , (3.11) где Z 1 и Z 2 числа зубьев ведомого и ведущего колес зубчатой пары соответственно. Числа зубьев ведущих колёс выбирают одинаковыми во всех ступенях; по конструктив-ным соображениям, для силовых механизмов Z 1 =16…20, для кинематических Z 2 = 1 8 ... 24. Таблица 3.1 Распределение суммарного передаточного отношения по ступеням

Критерий	Вид механизма
Силовой	Малонагруженный
Количество ступеней
задано	не задано	задано	не задано
Минимальный объем переда-чи	Не ревер сивный		i 1 =i 2 =i 3 =…= = i k = = i = 2,89 n опт = 0,942 lni	i 1 = i 2 = i 3 =…= i n = i k = 1,895 n опт = 1,564 lni
реверсивный		i 1 =i 2 =i 3 =…= = i k = = i = 2,414 n опт = 1,1346 lni
Минимальный приведен-ный момент инерции передачи	Не ревер сивный	i k +1 =0,854 i 1,2	i 1 =i 2 =i 3 =…= = i k = = i = 2,176 n опт = 1,286 lni		i 1 = i 2 = i 3 = =…= i n = i k = = 1,554 n опт =2,269* * lni
Ревер-сивный		i 1 =i 2 =i 3 =…= = i k = = i = 1,806 n опт = 1,692 lni
Минимальная сум-марная кинемати-ческая погрешность		i kmin = 1,202n опт =0,2*lni

3.5. Допустимые отклонения передаточных отношений в механизмах. При реализации разработанной кинематической схемы из-за дискретности значе-ний чисел зубьев, которые должны быть целыми, чаще всего приходится отклоняться от расчетных значений передаточных отношений в ступенях и значения общего переда-точного отношения механизма.

Допускаемое отклонение общего передаточного отно-шения: +2%…-5 %. В кинематических механизмах отсчетных устройств погрешность общего передаточного отношения недопустима. В силовых механизмах типа 1 и 2 наи-более точно должны быть реализованы передаточные отношения последних ступеней, а в малоинерционных механизмах типа 4 и 5 - первых двух-трех ступеней. 4. расчет геометрии зубчатых ПЕРЕДАЧ ЗАЦЕПЛЕНИЯ. 4.1. Эвольвентные цилиндрические передачи внешнего зацепления . Для зубчатых цилиндрических передач используются термины, определения и обозна-чения, установленные ГОСТ 16530-83 и ГОСТ 16531-83. В качестве стандартной величины зубчатых передач, для обеспечения взаимозаме-няемости выбран модуль зацепления m = p / . Стандартный ряд модулей регламентиро-ван ГОСТ 9563-60. Значения модулей в диапазоне от 0,1 до 5 мм, охватывающем обла-сть механизмов приборов, приведены в таблице 4.1. Таблица 4.1- Стандартные ряды модулей зубчатых передач, мм

Ряд 1 Ряд 2	0.1	0,12	0,15	0,2	0,25	0,3	0,4	0,5	0,6
0,11	0,14	0,18.	0,22	0,28	0,35	0,45	0,55	0,7
Ряд 1 Ряд 2	0,8	1,0	1,25	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0
0,9	1,125	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5

Исходнымым контуром для определения размеров и формы зубьев колес эвольвент-ного зацепления является теоретический исходный контур рейки, стандартизованный для передач с модулем m 1мм ГОСТ 9587-81, а для m > 1 мм - ГОСТ 13755-81. Стан-дартные параметры профилей: угол профиля = 20°, коэффициент высоты головки зуба h * a = 1, радиального зазора с* = 0,25. 4.1.2. Смещение исходного контура в эвольвентных зубчатых передачах.

Примене-ние передач со смещением позволяет существенно повысить нагрузочную способность и долговечность передачи.

Положительное смещение исходного контура увеличивает: изгибную прочность, т.к. основание зуба становится шире; контактную прочность, т. к, уменьшается кривизна контактирующих профилей зубьев; долговечность, т.к. подбо-ром коэффициентов смещения можно уменьшить относительное скольжение сопрягае-мых профилей и, следовательно, их износ. При применении оптимальных смещений повышение изгибной прочности зубьев может достигать 70 %, контактной 30 %, долго-вечности по износу 50 %. При этом технология и стоимость изготовления колес со смещением не изменяются по сравнению с нулевыми (без смещения). Применение смещения позволяет также наиболее простым способом получить заданное межосевое расстояние в передаче, без использования косозубых колес, более сложных технологи-чески и менее точных кинематически.

Поэтому эвольвентные цилиндрические передачи, у которых качественные показа-тели должны быть высокими, необходимо проектировать с оптимальными коэффициен-тами смещения. 4.2. Выбор коэффициентов смещения исходного контура X . Значения коэффициентов смещения исходного контура зубчатых колес в паре X 1 , и X 2 должны обеспечить изготовление зубьев без подрезания и заострения, а коэффициент перекрытия в передаче должен быть не менее 1,2; кроме того, они определяются назна-чением передачи, т.е. необходимостью получить максимальную изгибную или контакт-ную прочность, или максимальную износостойкость, а также тем, задано межосевое расстояние или нет.

Значение минимально необходимого коэффициента смещения Х min , обеспечи-вающее отсутствие подрезания рабочего профиля, может быть рассчитано по формуле: X min = h l * - h a * - 0,5 ·z ·sin 2 , (4.1) где - h l * , h a * коэффициенты граничной высоты и высоты головки зуба, z - число зубьев колеса, - угол профиля. Для стандартных исходных контуров h l * - h a * = 1. В силовых передачах с относительно низкой твердостью поверхностей зубьев НВ 350 несущая способность определяется контактной прочностью и суммарный, коэф-фициент смещения Х = X 1 + Х 2 должен иметь максимально возможное значение. У зубьев с высокой твердостью критичной является изгибная прочность, при этом, для обеспечения равной прочности зубьев колес пары коэффициент смещения X 1 меньшего колеса должен быть максимальным. В точных силовых и кинематических передачах необходимо, чтобы износ зубьев обоих колес был минимальным, что обеспечивается большим коэффициентом смещения большего колеса. Если межосевое расстояние в прямозубой передаче не задано, коэффициенты смещения колес выбирают по таблице 4.2, в соответствии с критерием, который для передачи является определяющим: К - условие наибольшей контактной прочности, И - условие наибольшей изгибной проч-ности, ИЗ - условие наибольшей износостойкости. При выборе коэффициентов смещения по этой таблице обеспечиваются относите-льная толщина эубьев на поверхности вершин s * a 0,25 и коэффициент перекрытия 1,2. Промежуточные значения коэффициентов смещения находят линейным интер-полированием. В передачах с заданным межосевым расстоянием a w не равным делительному a = 0,5 m ( z 1 + z 2 ) рассчитывают суммарный коэффициент смещения Х (раздел 4.3), а затем производят его разбивку на составляющие X 1 и Х 2 в соответствии с определяющи-ми критериями для передачи, пропорционально значениям X 1 и Х 2 в соответствующих графах таблицы 4.2, по формулам: (4.2) - значение суммарного коэффициента смещения в таблице 4.2 для соответствующих значений Z 1 и Z 2 . При этом должно быть: X X T и, кроме того, Х 1 >Х 1 min , X 2 > X 2 min . Значения минимально необходимых коэффициентов смещения находят по формуле (4.1)

Таблица 4.2
Z 2	Z 1
Крите-рий	12	14	16	18	20	22	24	26	28	30	34	38
X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2	X 1	X 2
18	К И ИЗ	0,60 0,45 0,49	0,20 0.41 0.36	0,69 0,48 0,50	0.21 0,47 0,45	0,63 0,52 0,52	0,39 0.52 0,51	0,55 0,55 0,55	0.55 0,55 0,55	—	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---
22	К И ИЗ	0,65 0,49 0,54	0,23 0,48 0,41	0,86 0,51 0,56	0,03 0,55 0,51	0,86 0,53 0.58	0,18 0,57 0.57	0,82 0,52 0,61	0,37 0,55 0,62	0,76 0,56 0,64	0.54 0,58 0,66	0,68 0,51 0,68	068 0,51 0,68	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---	---
26	К И ИЗ	0,76 0.50 0,57	0,13 0,55 0.47	0,88 0.53 0,59	0,08 0,63 0,57	0,96 0,50 0,62	0,09 0,59 0,64	1,02 0,49 0,64	0,14 0,55 0,69	0,98 0,52 0,68	0,33 0.59 0,73	0,93 0.45 0.72	050 0.48 0,76	0,86 0,47 0,76	0,67 0,49 0,78	0,80 0,43 0,80	0,80 0,43 0,80	—	—	--	—	--	—	—	—
30	К И ИЗ	0,77 0,52 0,59	0,18 0,63 0,53	0,88 0.50 0,61	0.13 0.64 0.64	0,99 0,49 0,64	0,09 0,62 0,71	1,08 0,45 0.67	0,08 0,55 0,76	1,15 0,44 0,71	0,10 0,53 0,81	1,13 0.44 0,74	0,29 0,51 0,84	1,09 0,38 0,78	0,47 0,43 0,86	1,03 0,40 0,82	0,63 0,43 0,88	0,97 0,32 0,86	0.77 0,33 0.89	0,90 0,340,90	0,90 0,34 0,90	—	—	—	—
34	К И ИЗ	0,76 0,50 0,61	0,27 0,67 0,59	0,90 0,50 0,62	0.17 0,69 0,70	0,98 0,42 0,65	0,18 0,56 0,78	1,06 0,390,69	0,19 0,51 0,85	1,20 0,39 0,72	0,06 0,50 0,88	1,220,39 0,76	0,17 0,48 0,91	1,26 0.33 0,80	0,25 0,40 0,94	1,22 0,33 0,84	0,44 0,39 0,96	1^9 0,29 0,88	0,59 0,32 0,97	1,13 0,28 0,92	0,73 0,30 0,98	1.00 0,27 1,00	1,00 0,27 1.00	—	---
40	К И ИЗ	0,76 0,46 0,62	0,37 0,65 0,68	0,91 0,43 0,64	0.24 0,63 0,81	1,01 0.37 0,67	0,19 0,51 0,89	1.05 0,37 0,70	0,31 0,54 0,95	1,18 0,35 0,73	0,17 0,50 1,00	1,22 0,33 0,77	0,27 0,47 1,03	1,25 0,30 0,81	0,35 0,41 1,05	1,28 0,29 0,85	0,43 0,37 1,07	1,31 0,26 0,89	0,49 0,33 1,09	1,34 0,19 0,93	0,54 0,23 1.10	1,31 0,18 1,01	0,76 0,20 1,12	1,200,19 1,09	1.01 0,191,13
50	К И ИЗ	0,80 0,43 0,64	0,40 0,70 0,83	0,90 0,39 0,66	0,31 0,64 0,97	1,02 0,34 0,68	0,29 0,56 1,07	1,11 0.28 0,71	0,26 0,44 1,13	1,15 0.29 0,75	0,38 0,49 1,18	1,20 0,24 0,78	0,43 0,38 1,22	1,23 0,23 0,82	0,52 0.37 1,24	1,26 0,22 0,86	0,60 0,34 1,26	1,29 0,23 0,90	0,67 0,30 1,28	1,32 0,17 0,94	0,72 0,26 1.30	1,37 0,131,01	0,82 0,19 1,31	1,42 0,091.10	0,90 0,13 1,32
60	К И ИЗ	0,82 0,39 0,65	0,49 0,66 0,97	0,93 0,31 0,66	0,43 0,50 1,12	1,03 0,27 0,69	0,37 0,44 1,22	1,13 0.26 0,72	0,32 0,46 1,30	1,16 0,25 0,75	0,34 0.48 1,35	1,19 0,24 0,78	0,53 0,48 1,39	1,22 0,17 0,82	0,66 0,31 1,42	1,25 0,16 0,86	0,76 0,30 1,45	1,27 0,13 0,89	0,84 0,241,47	1,30 0,12 0,93	0,90 0,23 1,48	1.35 0,091,01	1,00 0,171,50	1,40 0,06 1,09	1.09 0,11 1,51
80	К И ИЗ	0,83 0,30 0.65	0,66 0,47 1.23	0,93 0,26 0.69	0,60 0,44 1.40	1,04 0,21 0,69	0,54 0,38 1,52	1,12 0,21 0,72	0,47 0,47 1,60	1.12 0,19 0.75	0,24 0,43 1,67	1.13 0,17 0,78	0,26 0,41 1,72	1,20 0.10 0,81	0,87 0,23 1,75	1,20 0,11 0,84	0,71 0,30 1,77	1,22 0,12 0,88	0,75 0,34 1,80	1,25 0,08 0,92	0,92 0,23 1.82	1,32 0,10 0.99	1,28 0,30 1,84	1.37 -0,04 1.07	1,40 -0,01 1,85
100	К И ИЗ	0.84 0,30 0,66	0.82 0,62 1,46	0,94 0,20 0,67	0,74 0,28 1,66	1,04 0,20 0.69	0.67 0,45 1,79	1,11 0,17 0,71	0.58 0,40 1,88	1,11 0,16 0,74	0,31 0,44 1,96	1,10 0,13 0,77	0,12 0,41 2.00	1,11 0,10 0,80	0,16 0,33 2,05	1,20 0,10 0,83	1,10 0,37 2,08	1,20 0,10 0.87	0,93 0,39 2,10	1,20 0,06 0,90	0,78 0,29 2,12	1,24 0,02 0,97	0,95 0,1 7 2,14	1,30 0,04 1,04	1.24 0,26 2,16
120	К И ИЗ	0,84 0,30 0,66	0,96 0,79 1,68	0,94 0,20 0.67	0,88 0.37 1,89	1,04 0,20 0.69	0,82 0,58 2,04	1,50 0.10 0,70	0,67 0,11 2,12	1,10 0,11 0,73	0,47 0,32 2,22	1,10 0,10 0,76	0,33 0,36 2,28	1,10 0,10 0,79	0,21 0,41 2.32	1,20 0.00 0,82	1,49 0,22 2,35	1,20 0,09 0,85	1,28 0,46 2,38	1,20 0,00 0,88	1,11 0,13 2,40	1,20 0,00 0,92	0,83 0,20 2,33	1,30 -0,01 0,96	1,64 0,19 2,30
140	К И ИЗ	0,84 0,30 0,66	1.08 0,95 1,88	0,95 0.20 0,67	1,00 0,47 2,11	1,05 0.20 0,68	0,94 0,72 2,27	1,10 0,10 0,70	0,92 0,17 2,37	1,10 0,10 0,73	0.71 0,34 2,46	1,10 0,10 0,75	0,54 0,45 2,51	1,10 0,10 0,78	0,40 0,54 2,57	1,10 0,10 0.80	0,28 0,58 2,59	1,10 0,00 0,82	0,20 0,14 2.56	1,20 0,00 0,84	1,44 0,20 2,54	1,20 0,00 0:87	1.12 0,26 2.47	1,43 -0,02 0,90	-1,20 0,26 2,42
160	К И ИЗ	0,85 0,30 0,66	1,20 0,99 2,06	0,95 0,20 0,67	1,12 0,57 2,31	1,05 0,20 0,68	1,05 0,85 2,48	1,05 0,10 0,70	0,74 0,23 2,60	1,10 0,10 0,72	0,94 0,42 2,29	1,10 0,10 0,74	0,74 0,55 2,75	1,10 0,10 0,76	0,59 0,64 2,77	1,10 0,00 0.77	0,46 0,10 2,73	1,10 0,00 0,79	0,34 0,20 2,70	1,10 0,00 0,80	0,25 0,26 2,67	1,32 -0,03 0,83	-1,15 0,19 2,60	1,43 -0,02 0,86	-1,20 0,33 2,52
200	К И ИЗ	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---	---	1,10 0,00 0.72	0,97 0,05 3.04	1,10 0,00 0.73	0,80 0,20 3,00	1,14 0,00 0.74	-1,07 0,31 2,94	1,10 0,00 0,75	0.54 0,39 2.91	1,32 0,00 0,77	1.16 0,49 2,82	1,43 - 0,10 0,79	- 1,21 0,02 2,75
240	К И ИЗ	—	—	-- -	---	—	—	-- -	---	—	—	-- -	---	1,10 0,00 0,69	1,34 0,12 3,27	1,10 0,00 070	1,14 0,29 3,21	1,14 0,01) 0,70	1,06 0.42 3.17	1,10 0.00 0.71	0,84. 0,52 3.10	1,32 - 0,10 0,72	- 1,15 - 0,07 3,02	1,43 - 0,10 0,74	-1.21 0,09 2,95

4.1.3. Расчет геометрических параметров прямозубых цилиндрических эвольвент-ных передач внешнего зацепления производится по формулам таблицы 4.3 Таблица 4.3

Наименование параметра	Обозначения, расчетные формулы, указания
Исходные данные
Числа зубьев	Шестерни и колеса	, Z 2
Модуль, мм	mпо ГОСТ 9563-60
Нормальный исходный контур	m
m
Коэффициенты смещения:	Шестерни и колеса
Основные геометрические параметры
Делительные диаметры, мм:	Шестерни
Колеса
Делительное межосевое расстояние, мм
Коэффициент суммы смещений
Угол зацепления, рад
Межосевое расстояние, мм
Коэффициент воспринимаемого смещения
Диаметры вершин зубъев, мм	Шестерни
Колеса
Диаметры впадин, мм	Шестерни
Колеса
Высота зубъев, мм	Шестерни
Колеса
Передаточное число	u = z 2 / z 1
Начальные диаметры, мм	Шестерни
Колеса	или
Геометрические показатели качества зацепления
Углы профилей на поверхностях вершин	шестерни
колеса
Толщина зубьев на поверхностях вершин, мм:	шестерни
колеса
Коэффициент торцового перекрытия

4.1.4 Размеры для контроля По размерам для контроля определяется точность изготовления зубчатого вен-ца; эти размеры вместе с их предельными отклонениями проставляются на рабочем чертеже зубчатого колеса. 1. Размер по измерительным роликам.

Размер по роликам (шарикам) для цилиндрических прямозубых и косозубых ко-лес с внешними зубьями при их четном числе определяеся по формуле: = d D + D . (4.3) То же при нечетном числе зубьев: M= d D cos(90/z) + D. (4.4) При этом должно выполняться условие: M > da . В формулах (4.3) и (4.4): D - диаметр измерительного ролика (шарика) опреде-ляется из условия D ³ 1,7 m . При этом стандартные значения диаметров роликов выбираются из ряда: ( ГОСТ 2475-62): 0,260; 0,289; 0,346; 0,404; 0,433; 0,462; 0,577; 0,722; 0,866; 1,010; 1.023; 1,155; 1,193; 1,302; 1,432; 1,443; 1,591; 1,732; 1,790; 2.021; 2,045; 2,309; 2,387; а стандартные значения диаметров шариков из ряда: (ГОСТ 3722-8 I ): 0,25; 0,3; 0,36; 0,4; 0,5; 0,508; 0,6; 0,635; 0,68; 0,7; 0,8; 0,85; 1,00; 1,2; 1,3; 1,5; 1,588; 1,984; 2,0; 2,381; 2,5. d D - диаметр окружности, проходящей через центр ролика (шарика): d D = d cos a t /cos a D ; (4.5) a D - угол профиля зуба на окружности диаметра d D , который может быть найден из системы уравнений inv a D = inv a t + D /( z m cos a t ) – ( p /2 –2 x tg a )/ z ; (4.6) a D = 1,3945(inv a D + 1,66 10 -3 ) 0,235 – 0,183 . (4.7) 2. Расчет длины общей нормали Wm . Определение длины общей нормали производят, последовательно рассчитывая: А) угол профиля x в точке на концентрической окружности диаметром d x = d +2 xm : (4.8) Рисунок 4.1 Б) расчетное число зубьев в длине общей нормали . (4.9) В) действительное число зубьев z n , охватываемое при контрольном замере, полу-чается округлением z nr до ближайшего целого значения; Г) длину общей нормали (4.10) Предельные отклонения длины общей нормали и размера по роликам опреде-ляются для мелкомодульных передач - по ГОСТ 9178-81, а для передач с модулем m 1 мм – по ГОСТ 1643-81. 4.2 Расчет геометрии прямозубых цилиндрических эвольвент-ных передач внутреннего зацепления. 4.2.1. Термины, определения и обозначения, модули и параметры исходн о го кон-тура прямозубых цилиндрических звольвентных передач внутреннего зацепления - по п 4.1.1 - 4.1.3. 4.2.2. Смещение исходного контура передач внутреннего зацепления выбирают по таблице 4.4. 4.2.3. Расчет геометрии прямозубых цилиндрических эвольвентных передач вну-треннего зацепления в соответствии с Г'ОСТ 19274-73 приведен в таблице 4.5, Табли ц а 4.4 Коэффициенты смещения для передач внутреннего зацепле-ния при m =1…2 мм

Z 2	Z 1
16	20	25	32	40	50	63	80	100
63	0 ,5 0,6 0	0 ,5 0,6	0 ,4 0,6	0 ,4 0,6	0 ,4 0,6	-	-	-	-
80	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	-	-	-
100	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	0 ,6 1,2	0 ,6 1,2	-	-	-
125	-	0 ,5 1,4	0 ,5 1,4	0 ,5 1,4	0 ,5 1,4	0 ,6 1,4	0 ,6 1,4	-	-
160	-	-	-	0 ,5 1,0	0 ,5 1,0	0 ,6 1,0	0 ,6 1,0	0 ,6 1,0	0 ,8 1,2
200	-	-	-	0 ,6 1,0	0 ,6 1,0	0 ,6 1,0	0 ,6 1,0	0 ,8 1,1	1 ,0 1,0

Примечание: Обеспечиваются: >1,2; s * a > 0,3; c * > 0,1. Таблица 4. 5

Наименование параметра	Обозначение, расчетные формулы, указания
Исходные данные
Числа зубьев	шестерни	Z 1
колеса	Z 2
Модуль	по ГОСТ 9363-60, табл.4.1
Нормальный исходный контур	по ГОСТ 9587-81 по ГОСТ 13755-81
Основные геометрические параметры
Ко э ффициенты смещения	См. таблицу 4.4
Делительные диаметры	шестерни
колеса
Делительное межосевое рас-стояние
Коэффициент разности смеще-ний
Угол зацепления
Межосевое расстояние
Диаметры вершин зубьев	шестерни
колеса
Диаметры впадин	шестерни
колеса
Высота зубьев	шестерни
колеса
Передаточное число
Начальные диаметры	шестерни
колеса
Геометрические показатели качества за ц епления
Углы профилей на поверностях вершин	шестерни
колеса
Толщина зубьев на поверхностях вершин	шестерни
колеса
Ko эффициент торцового перетия

Примечание. Для стандартных исходных контуров: Определение угла зацепления = x d /( z 2 – z 1 ). 4.3. Расчет геометрии реечных цилиндрических прямозубых передач 4.3.1. Тернины, определения и обозначения, модули и параметры исходных конту-ров реечных передач - по пп . 4.1.1- 4.1.3. 4.3.2 Расчет геометрии зубчатого колеса и рейки приведен в таблице 4.6. Таблица 4.6. Реечные цилиндрические прямозубые передачи.

Расчет геометрических параметров

Наименование параметра	Обозначения, расчетные формулы, указания
Исходные данные
Число зубьев зубчатого колеса	Z 1
Модуль, мм	m -- по ГОСТ 9563-75
Нормальный исходный контур	m I ; m >1 по ГОСТ 13755-81
Коэффициент смещения зубча-того колеса
Высота рейки, мм	H
Длина нарезанной части рей-ки, мм	L
Основные геометрические параметры
Рейка
Нормальный шаг, мм
Число зубьев
Уточненная длина нарезанной части
Высота зуба, мм
Высота головки зуба, мм
Толщина зуба, мм
Расстояние от базовой плоско-сти рейки до оси колеса, мм
Диаметр измерительного роли-ка, мм
Расстояние от базовой поверх-ности до ролика, мм
Зубчатое колесо
Делительный диаметр, мм
Диаметр вершин зубьев, мм
Диа м етр впадин, мм
Геометрические показатели качества задапления
Толщина зубьев на поверности вершин, мм
Коэффициент перекрытия

4.4. Расчет геометрии конических прямозубых передач 4.4.1. Термины, определения и обозначения, относящиеся к этим передачам, уста-новлены ГОСТ 16530-83 и ГОСТ 19325-73. 4.4.2. Модули конических передач соответствуют модулям цилиндрических и установлены ГОСТ 9563-75. 4.4.3. Исходный контур конической передачи.

Аналогом зубчатой рейки для кони-ческой передачи является плоское коническое колесо с углом делительного конуса = 90°, профиль зубьев которого на внешнем делительном диаметре соответствует профилю исходного контура.

Исходные контуры: для m m >1мм ГОСТ I 3754-8 I (последний практически совпадает с контуром цилиндрических передач по ГОСТ I 3755-8 I ) . 4.4.4. Осевая форма зубьев. В соответствии с ГОСТ 19325-73 различают три фор-мы зубьев конических колес, определяемые положением вершин конусов делительного 8 , выступов n и впадин f на оси колеса.

Наиболее часто применяют форму I – пропор-ционально понижающиеся зубья - все вершины конусов совпадают. 4.4.5. Выбор чисел зубьев колес в конических передачах.

Понижающие кониче-ские передачи следует выполнять с передаточным числом до 10, повышающие - до 3,15. Для ортогональных конических передач (угол пересечения oce й = 90°) числа зубьев шестерни и колеса дожны соответствовать друг другу: число зубьев шестерни 12 13 14 15 16 17 минимальное число зубьев колеса 30 26 20 19 18 17 4.6.6. Смещение исходного контура. Для обеспечения максимальной износостой-кости применяют положительное смещение производящего колеса для шестерни и отрицательное, равное по модулю предыдущему, для колеса: x 1 = - x 2 (табл. 4. 8 ). 4.4.7. Расчет геометрии прямозубых конических передач с осевой формой зубьев I в соответствии с ГОСТ 19624-74 приведен в таблице 4.7. Таблипа 4.7. Конические прямозубые передачи Расчет геометрических параметров

Наименование параметра	Обозначение, расчетные формулы указания
Исходные данные
Числа зубьев	шестерни	Z 1
колеса	Z 2
Модуль, мм	m e - по ГОСТ 9563-60,
Нормальный исходный контур	m e m e >1 по ГОСТ 13754-81
Коэффициенты смещения	шестерни
колеса	x 2 =- x 1
Межосевой угол
Основные геометрические параметры
Число зубьев плоского колеса
Внешнее конусное расстояние, мм
Ширина зубчатого венца, мм
Среднее конусное расстояние,мм
Средний окружной модуль, мм
Внешний делитель-ный диаметр, мм	шестерни
колеса
Средний делитель-ный диаметр, мм	шестерни
колеса
Передаточное число
Угол делительного конуса	шестерни
колеса
Внешняя высота го-ловки зуба, мм	шестерни
колеса
Внешняя высота но-жки зуба, мм	шестерни
колеса
Внешняя высота зуба, мм	шестерни
колеса
Угол ножки зуба	шестерни
колеса
Угол головки зуба	шестерни
колеса
Угол конуса вершин	шестерни
колеса
Угол конуса впадин	шестерни
колеса
Внешний диаметр вершин, мм	шестерни
Колеса
Расстояние от вер-шины до плоскости внешней, окружно-сти зубьев, мм	шестерни
колеса

Примечание. Для стандартных исходных контуров: 4.5 Расчет геометрии червячных цилиндрических передач 4.5.1 Термины, определения и обозначения, относящиеся к червячным передачам, установлены ГОСТ 16530-83 и ГОСТ 18498-73. В механизмах приборов применяются, главным образом, ортогональные червячные передачи с архимедовым червяком (передача ZA ). 4.5.2 Модули (в осевом сечении) и коэффициенты диаметра червяка, - эти пара-метры, определяющие размеры червяка, устанавливает ГОСТ I 9672-74, значения моду-лей в диапазоне от 0,1…5 мм: 0.10; 0.125; 0,16; 0,20, 0,25; 0,315? 0,40; 0,50; 0,63; 0.80; 1,0;1,25; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0. Коэффициенты диаметра червяка приведены в таблице 4.8. Ряд I следует пред-почитать ряду 2. Таблица 4.8. Коэффициенты диаметра червяка

Ряд I	6,3	8,0	10,0	12,5	16,0	20.0	25,0
Ряд 2	7,1	9.0	11,2	14,0	18,0	22,4	-

4.5.3 Исходный червяк.

Параметры профиля червяка, определяющие форму вит-ков и зубьев червячного колеса и образующие профиль исходного червяка, установ-лены для m I мм ГОСТ 19036-81, для m > I мм ГОСТ 20184-81. 4.5.4. Число витков червяка принимают обычно z 1 = 1…4; число зубьев на колесе z 2> 24. 4.5.5. Смещение в червячной паре.

Применяется для изменения межосевого рас-стояния и определяется коэффициентом смещения червяка x =( a w - a )/ m ; при этом гео-метрия червяка не меняется; изменяются только размеры венца зубчатого колеса. Пре-дельные значения коэффициентов смещения, исходя из условий подрезания и заострения зубьев, рассчитывают по формулам: x min =1-0,0585z 2 (4.11) x max =0,05z 2 -0,12 (4.12) 4.5.6. Расчет геометрии цилиндрических ортогональных передач SA , в соответ-ствии с ГОСТ 19650-74, приведен в таблице 4.9. Таблица 4. 9 Цилиндрические ортогональные червячные передачи Расчет геометрических параметров

Наименование параметра	Обозначения, расчетные формулы, указания
Исходные данные
Число витков червяка
Число зубьев колеса
Модуль, мм	m - по ГОСТ 19672-74
Исходный червяк	m m >1по ГОСТ 19036-81
Коэффициент диаметра червяка	q - по ГОСТ 19672-74
Межосевое расстояние, мм	a w
Основные геометрические параметры червяк
Делительный угол подъема витка
Делительный диаметр, мм
Расчетный шаг, мм
Диаметр вершин витков, мм
Диаметр впадин, мм
Высота витка, мм
Длина нарезанной части, мм
Колесо
Коэффициент смещения
Делительный диаметр, мм
Диаметр вершин зубьев, мм
Диаметр впадин, мм
Наибольший диаметр, мм
Угол бокового скоса зубьев, (… )
Ширина венца, мм
Передача
Делительное межосевое рассто-яние, мм
Межосевое расстояние, мм
Передаточное число

Начальный диаметр, мм	червяка
колеса
Контрольные размеры червяка
Ход витка, мм
Делительная толщина по хорде витка, мм
Высота до хорды витка, мм
Диаметр измерительного ролика, мм
Размер червяка по роликам, мм

Примечание. Для стандартных исходных червяков: при m * =0,2 при m >1 мм. 5. Расчет силовых параметров в зубчатых передачах. 5.1. Моменты сил, передаваемые соседними валами связаны соотношением: , (5.1) где Т I и Т II - моменты сил на валах I и II соответственно, i I - II - передаточное отношение между валом I и II ; 1-2 - КПД зубчатой пары при передаче мощности от колеса 1 к колесу.

Аналогичное соотношение связывает моменты сил любых двух соседних валов. Связь между моментами входного вала I и выходного вала IV (рисунок.5.1) определяется формулой: , (5.2) где Т IV - момент сил на вале IV ; i I - II , , i II - III , i III - IV - передаточные отношения между соседними валами, 1-2 , 3-4 , 5-6 , - КПД зубчатых пар 5..2. Формулы для определения усилий в зацеп-лении зубчатых колес приведены в таблице 5.1. Рисунок 5.1 Таблица 5.1 Усилия в зацеплениях зубчатых колес .

Вид зубчатой передачи	Усилие, Н
Окружное	радиальное	осевое	нормальное
	Цилиндри-ческая, прямо-зубая
Коническая прямозубая
червячная-цилиндри-ческая
Примечание: В формулах T 1 и Т 2 - моменты сил на ведущем и ведомом колесе соот-ветственно; Диаметры d W 1 и d W 2 в мм; в формулах для червячннх передач верхний знак - при ведущем червяке, нижний - при ведущем колесе, Т - приведенный угол трения профилей в червячной паре: Т = arctgf пр .

Значения приведенного коэффициента трения f п p и соответствующие им значения углов трения Т зависят от скорости относительного скольжения: (5.4) где n 1 - частота вращения червяка, об/мин.

Значения f пр и Т приведены в таблице 5.2 Таблица 5.2

v s , м/с	f пр	Т, (… )	v s , м/с	f пр	Т, (… )
0,01	0,11…0.12	6,3…6,8	1,5	0,0400,050	2,3…2,9
0,1	0,08…0.09	4,5…5,2	2,0	0,035…0,045	2,0…2,6
0,25	0,063…0,075	3,7…4,3	2,5	0,030…0,040	1,7…2,3
0,5	0,055…0,065	3,2…3,7	3,0	0,028…0,035	1,6…2,0
1,0	0,045…0,055	2,6…3,2	4,0	0,023…0,030	1,3…1,7

5.3. Определение КПД Формулы для определение КПД приведены в таблице 5.З Таблица 5.З

Вид зубчатой передачи	Расчетная формула	Коэффициент нагрузки
Цилиндрическая прямозубая
Коническая прямозубая
Червячная цилиндриче-ская при веду-щем:	Червяке
колесе
Примечание:В формулах: для цилиндрических и конических зубчатых передач: f - коэффициент трения на новерхностм профилей зубьев. оценка для наследства в Курске оценка стоимости акций компании в Твери кадастровая стоимость в Орле Юридические документы Найти нас можно ОФОРМИ ЗАКАЗ В ОДИН КЛ​ИК Я принимаю условия пользовательского соглашения и политики приватности, а также даю свое согласие на обработку моих персональных данных  Адрес: Россия  Телефон:  Загрузка...  E-mail:  Загрузка...  График работы: пн-пт с 8:00-22:00 сб,вс - выходной ДОБАВИТЬ З​АКА​З Я принимаю условия пользовательского соглашения и политики приватности, а также даю свое согласие на обработку моих персональных данных ОТПРАВИТЬ НА О​ЦЕНКУ Я принимаю условия пользовательского соглашения и политики приватности, а также даю свое согласие на обработку моих персональных данных