- •В.А. Жулай, д.Н. Дегтев
- •Введение
- •Общие сведения о проектировании и конструировании
- •1.1. Основные понятия и обозначения
- •1.2. Цели и задачи курсового проектирования
- •1.3. Организация курсового проектирования
- •1.4. Требования к изделиям. Общие принципы и порядок проектирования
- •Кинематический расчет привода
- •2.1. Выбор электродвигателя
- •2.2. Расчет кинематических и силовых параметров привода
- •Расчет зубчатых передач
- •Выбор материалов и видов термической обработки зубчатых колес
- •. Определение допускаемых напряжений и коэффициента нагрузки
- •Значения пределов контактной выносливости зубьев
- •Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений
- •Значения коэффициентов эквивалентности
- •Значения пределов изгибной выносливости зубьев
- •Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность
- •Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется аналогично:
- •Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность равен по (3.12):
- •Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется по формуле (3.20):
- •. Расчет цилиндрических зубчатых передач
- •Расчет цилиндрической редукторной пары
- •Предварительные основные размеры колеса:
- •Размеры заготовок
- •Окружная сила в зацеплении, н,
- •Предварительные основные размеры колеса
- •Число зубьев шестерни и колеса
- •Фактическое передаточное число
- •Окружная сила в зацеплении, н,
- •Расчет открытой передачи
- •Предварительные основные размеры колеса
- •Фактическое передаточное число
- •Окружная сила в зацеплении, н,
- •Силы, действующие в зацеплении
- •3.4. Расчет конических зубчатых передач
- •3.4.1. Расчет конической редукторной пары
- •Модуль передачи
- •Относительное смещение xe1 прямозубых шестерен
- •Размеры заготовки колес
- •Напряжение изгиба в зубьях колеса, мПа,
- •Фактическое передаточное число
- •Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
- •Напряжение изгиба в зубьях колеса, мПа,
- •3.4.2. Силы, действующие в конической передаче
- •3.5. Расчет планетарных передач
- •Кинематический расчет
- •Соседства:
- •Силовой расчет
- •Для сателлитов, с учетом количества зацеплений
- •3.5.3. Расчет нагрузок, действующих на валы и опоры
- •Радиальная реакция опоры подшипника сателлита
- •Кинематический расчет
- •Соседства:
- •Силовой расчет
- •Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность равен из (3.12)
- •Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется по формуле (3.20)
- •Проверочные расчеты Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •Окружная сила в зацеплении (по (3.92), н
- •Расчет червячных передач
- •Выбор материалов червячных пар
- •Основные механические характеристики материалов для червячных колес
- •Значения коэффициентов эквивалентности для червячных передач
- •Расчет основных параметров червячной передачи
- •Проверочный расчет передачи на прочность
- •Тепловой расчет
- •Силы в зацеплении
- •Расчет основных параметров
- •Проверочный расчет передачи на прочность
- •Силы в зацеплении
- •Расчет ременных передач
- •Расчет плоскоременных передач
- •Выбор типа ремня
- •Расчет геометрических параметров плоскоременной передачи
- •Расчет на прочность плоскоременной передачи
- •Уточняем передаточное число:
- •Основные параметры плоскоременной передачи
- •Расчет клиноременных передач Общая характеристика клиноременной передачи
- •Размеры клиновых ремней по гост 1284.1 – 89 и гост 1284.3 – 96
- •Порядок проектного расчета клиноременных передач
- •Уточняем передаточное число:
- •Основные параметры клиноременной передачи
- •Расчет передач с поликлиновыми ремнями
- •Уточняем передаточное число:
- •Основные параметры поликлиноременной передачи
- •Силы, действующие на валы ременной передачи
- •Для плоскоременной передачи
- •Шкивы ременных передач
- •Расчет цепных передач Типы и условия работы приводных цепей
- •5.1. Расчет параметров цепной передачи
- •Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей [рц], н / мм 2
- •5.2. Силы, действующие на валы цепной передачи
- •5.3. Звездочки для пластинчатых роликовых цепей
- •Основные параметры передачи роликовой цепью
- •6. Конструирование редукторов
- •6.1. Проектный расчет валов
- •Предварительный выбор подшипников качения
- •6.2. Эскизная компоновка редуктора
- •Проверочный расчет валов
- •6.3.1. Расчет вала на статическую прочность
- •6.3.2. Расчет вала на усталостную выносливость
- •Определение реакций в опорах в горизонтальной плоскости
- •В вертикальной плоскости
- •Расчет на статическую прочность Максимальное нормальное напряжение
- •Расчет вала на усталостную выносливость
- •6.4. Расчет шпоночных и шлицевых соединений
- •6.4.1. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
- •6.4.2. Расчет шлицевых соединений
- •Подбор подшипников качения
- •Поля допусков отверстий под подшипники
- •Реакции от сил в зацеплении
- •В горизонтальной плоскости
- •6.6. Смазывание передач и подшипников качения редукторов
- •Трансмиссионные масла
- •Классификация трансмиссионных масел
- •7. Содержание и оформление конструкторской документации курсового проекта
- •7.1. Виды конструкторских документов, их обозначение
- •Основные надписи
- •7.2. Расчетно-пояснительная записка
- •Расчетно-пояснительная записка
- •7.3. Спецификация
- •7.4. Библиографический список
- •7.5. Графические документы
- •8. Применение прикладных программ расчетов узлов и деталей машин
- •8.1. Примеры расчета передач с использованием программы amp Win Machine в модуле amp Trans
- •8.1.1. Расчет цилиндрической прямозубой передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета цилиндрической прямозубой передачи в модуле amp Trans
- •8.1.2. Расчет конической прямозубой передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета конической прямозубой передачи в модуле amp Trans
- •8.1.3. Расчет червячной передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета червячной передачи в модуле amp Trans
- •8.1.4. Расчет плоскоременной передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета плоскоременной передачи в модуле amp Trans
- •8.1.5. Расчет клиноременной передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета клиноременной передачи в модуле amp Trans
- •8.2. Пример расчета вала по усталостной прочности с использованием программы amp Win Machine в модуле amp Shaft
- •Результаты расчета тихоходного вала косозубой передачи цилиндрического редуктора в модуле amp Shaft
- •9. Технические задания на курсовой проект
- •Заключение
- •Библиографический список
- •Приложения
- •Технические данные двигателей серии 4а
- •Продолжение табл. П.4
- •Продолжение табл. П.4
- •С короткими цилиндрическими роликами (из гост 8328 – 75)
- •Подшипники роликовые конические однорядные (из ту 37.006.162 – 89)
- •Оглавление
- •3 94006 Воронеж, ул. 20-летия Октября, 84
Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений
В расчетах на сопротивление усталости действие кратковременного момента перегрузки Тпик не учитывают, а фактический переменный режим нагружения заменяют эквивалентным (по усталостному воздействию) постоянным режимом с номинальным моментом Тн (обычно наибольшим из длительно действующих) и эквивалентным числом NE циклов нагружения.
В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагружения учитывают при определении коэффициента долговечности ZN – вместо назначенного ресурса Nk подставляют эквивалентное число циклов NНЕ,
. (3.7)
где μ Н – коэффициент эквивалентности.
При этом проверяют условие: если NHE ≥ NHG , то принимают ZN = 1.
На основе статистического анализа нагружения различных машин установлено, что при всем многообразии циклограмм моментов (нагрузок) их можно свести к нескольким типовым: I – тяжелый (работа большую часть времени с нагрузками, близкими к номинальной); II – средний равновероятностный (одинаковое время работы со всеми значениями нагрузки); III – средний нормальный (работа большую часть времени со средними нагрузками); IV – легкий (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних); V – особо легкий (работа большую часть времени с малыми нагрузками); 0 – постоянный режим нагружения.
Тяжелый режим (I) характерен для зубчатых передач горных и строительных машин, средние: равновероятностный (II) и нормальный (III) – для транспортных и дорожных машин, легкий (IV) и особо легкий (V) – для универсальных металлорежущих станков.
Значения коэффициентов эквивалентности μH и μF для типовых режимов нагружения приведены в табл. 3.3.
Таблица 3.3
Значения коэффициентов эквивалентности
Обозначение режима |
Коэффициенты эквивалентности |
||
μН |
μF |
||
НВ ≤ 350 q = 6 |
НВ ≥ 350 q = 9 |
||
0 I II III IV V |
1 0,500 0,250 0,180 0,125 0,063 |
1,0 0,300 0,143 0,065 0,038 0,013 |
1,0 0,200 0,100 0,036 0016 0,004 |
Допускаемое напряжение [σ]Н для цилиндрических и конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни [σ]Н1 и колеса [σ]Н2.
Для цилиндрических и конических передач с непрямыми зубьями (косозубых), в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения можно повысить до значения
(3.8)
при выполнении условия:
для цилиндрических передач [σ]Н ≤ 1,25[σ]Hmin,
для конических передач [σ]Н < 1,15[σ]Hmin,
где [σ]Hmin – меньшее из двух: [σ]Н1, [σ]Н2.
Если это условие не выполнено, то значение [σ]Н принимают равным:
для цилиндрических передач [σ]Н = 1,25[σ]Hmin,
для конических передач [σ]Н = 1,15[σ]Hmin
Допускаемые напряжения изгиба, МПа, зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2 определяют по общей зависимости (3.1), но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса, учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки:
, (3.9)
где σF lim – предел выносливости при отнулевом цикле изменения напряжений, МПа;
SF – коэффициент запаса прочности;
YN – коэффициент долговечности;
YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
YA – коэффициент, учитывающий влияние реверсирования нагрузки.
Предел выносливости σF lim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам (табл. 3.4).
Минимальные значения коэффициента запаса прочности: для цементованных и нитроцементованных зубчатых колес – SF = 1,55; для остальных – SF = 1,7.
Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса
, при условии 1 ≤ YN ≤ YNmax, (3.10)
где YNmax = 4 и q = 6 для улучшенных зубчатых колес (НВ ≤ 350); YNmax = 2,5 и q = 9 для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев (НВ ≥ 350). Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, NFG = 4 · 106.
Заданный ресурс Nk и эквивалентное число циклов NFE вычисляют по формулам (3.5) и (3.11) так же, как и при расчетах по контактным напряжениям.
В соответствии с кривой усталости напряжения σF не могут иметь значений, меньших σFlim. Поэтому при Nk > NFG принимают Nk = NFG .
Таблица 3.4