- •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
Значения пределов изгибной выносливости зубьев
Способ термической или химико-термической обработки |
Марка стали |
Твердость зубьев |
σF lim, Мпа |
|
на поверхности |
в сердцевине |
|||
Улучшение, нормализация |
45, 40Х, 40ХН, 35ХМ |
< 350 НВ |
< 350 НВ |
1,75 НВср |
Закалка ТВЧ по контуру зубьев |
40Х, 40ХН, 35ХМ |
48 … 52 HRC |
27 … 35HRC |
600 … 700 |
Закалка ТВЧ сквозная (m < 3 мм) |
48 … 52 HRC |
48 … 52 HRC |
500 … 600 |
|
Цементация |
20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, 12ХН3А |
57 … 62 HRC |
30 … 45 HRC |
750 … 800 |
Цементация с автоматическим регулированием процесса |
850 … 950 |
|||
Азотирование |
38Х2МЮА, 40ХНМА |
< 67 HRC |
24 … 40 HRC |
12HRCср+ + 290 |
Для длительно работающих быстроходных передач Nk ≥ NFG и, следовательно, YN = 1, что и учитывает первый знак неравенства в (3.10). Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения зуба.
В расчетах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности YN вместо Nk подставляют эквивалентное число циклов NFE,
, (3.11)
При этом проверяют условие: если NFE ≥ NFG , то принимают YN = 1.
Коэффициент YR, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают: YR = 1 при шлифовании и зубофрезеровании с параметром шероховатости Rz ≤ 40 мкм; YR = 1,05 … 1,2 при полировании (большие значения при улучшении и после закалки ТВЧ).
Коэффициент YA учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки YA = 1. При реверсивном нагружении и одинаковых нагрузке и числе циклов нагружения в прямом и обратном направлениях (например, зубья сателлита в планетарной передаче): YA = 0,65 для нормализованных и улучшенных сталей; YA = 0,75 для закаленных и цементованных; YA = 0,9 для азотированных.
Силы, возникающие в зацеплении, вызывают деформацию не только зубьев, но и валов и опор, что приводит к неравномерному распределению нагрузки вдоль контактной линии зубьев, а также к дополнительным динамическим нагрузкам. Такое же влияние оказывают неизбежные погрешности изготовления и монтажа деталей передачи. Для учета влияния указанных факторов при расчетах номинальную нагрузку умножают на коэффициент нагрузки КH(F).
Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность
, (3.12)
где KHυ – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
KHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
KHα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
Коэффициент KHυ учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значения KHυ принимают по табл. 3.5 в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.
При проектном расчете окружную скорость υ, м/с, цилиндрических передач внешнего и внутреннего зацепления вычисляют по формуле
, (3.13)
где – предварительное значение межосевого расстояния, мм;
n1 – частота вращения шестерни, мин –1;
u – передаточное число рассчитываемой ступени.
Для конических передач используют формулы (3.46) и (3.47).
Предварительное значение межосевого расстояния, мм,
, (3.14)
где K – коэффициент, учитывающий поверхностную твердость;
Т1 – номинальный вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Н · м;
и – передаточное число;
знак «+» (в скобках) относят к внешнему зацеплению, знак «–» – к внутреннему.
Таблица 3.5
Значения коэффициента КHυ
Степень точности по ГОСТ 1643 – 81 |
Твердость на поверхности зубьев колеса |
Значения КНυ при υ, м / с |
||||
1 |
2 |
5 |
8 |
10 |
||
6 |
> 350 НВ |
|
|
|
|
|
≤ 350 НВ |
|
|
|
|
|
|
7 |
> 350 НВ |
|
|
|
|
|
≤ 350 НВ |
|
|
|
|
|
|
8 |
> 350 НВ |
|
|
|
|
|
≤ 350 НВ |
|
|
|
|
|
|
9 |
> 350 НВ |
|
|
|
|
|
≤ 350 НВ |
|
|
|
|
|
Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых зубчатых колес, в знаменателе – для косозубых.
Коэффициент K в зависимости от поверхностной твердости H1 и H2 зубьев шестерни и колеса соответственно имеет следующие значения:
-
Твердость Н……………
Н1 ≤ 350 НВ,
Н2 ≤ 350 НВ,
Н1 ≥ 45 НRC,
Н2 ≤ 350 НВ,
Н1 ≥ 45 НRC;
Н2 ≥ 45 НRC.
Коэффициент K………..
10,
8,
6.
Степень точности зубчатой передачи в зависимости от окружной скорости назначают по табл. 3.6.
В редукторах строительных, дорожных и транспортных машин обычно применяют зубчатые колеса 8, 9 степеней точности.
Таблица 3.6
Рекомендуемые степени точности
Степень точности по ГОСТ 1643 – 81, nст |
Допустимая окружная скорость υ, м / с, колес |
|||
прямозубых |
непрямозубых |
|||
цилиндрических |
конических |
цилиндрических |
конических |
|
6 (передачи повышенной точности) |
До 20 |
До 12 |
До 30 |
До 20 |
7 (передачи нормальной точности) |
До 12 |
До 8 |
До 20 |
До 10 |
8 (передачи пониженной точности) |
До 6 |
До 4 |
До 10 |
До 7 |
9 (передачи низкой точности) |
До 2 |
До 1,5 |
До 4 |
До 3 |
Коэффициент KHβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы и после приработки KHβ.
Значение коэффициента принимают по табл. 3.7 в зависимости от коэффициента ширины венца относительно диаметра Ψbd = b2 / d1, схемы передачи и твердости зубьев. Так как ширина колеса b2 и диаметр шестерни d1 еще не определены, значение коэффициента ширины колеса по межцентровому расстоянию Ψbd вычисляют ориентировочно:
, (3.15)
где Ψbа = b2 / aw – коэффициент ширины колеса b2 по межцентровому расстоянию aw.
Коэффициент ширины Ψba принимают из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положения колес относительно опор:
-
при симметричном расположении………………………...
0,315 … 0,5;
при несимметричном расположении………………….…..
0,250 … 0,4;
при консольном расположении одного или обоих колес..
0,20 … 0,25.
Для шевронных передач Ψba = 0,4 … 0,63; для коробок передач Ψba = 0,1 … 0,2; для передач внутреннего зацепления Ψba = 0,2(u + 1)/(и – 1). Меньшие значения Ψba – для передач с твердостью зубьев H ≥ 45 HRС.
Таблица 3.7
Значения коэффициента неравномерности распределения нагрузки
в начальный период работы
Ψbd |
Твердость на поверхности зубьев колеса |
Значения для схемы передачи по рис. 3.2 |
||||||
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
||
0,4 |
≤ 350 НВ > 350 НВ |
1,17 1,43 |
1,12 1,24 |
1,05 1,11 |
1,03 1,08 |
1,02 1,05 |
1,02 1,02 |
1,01 1,01 |
0,6 |
≤ 350 НВ > 350 НВ |
1,27 –– |
1,18 1,43 |
1,08 1,20 |
1,05 1,13 |
1,04 1,08 |
1,03 1,05 |
1,02 1,02 |
0,8 |
≤ 350 НВ > 350 НВ |
1,45 –– |
1,27 –– |
1,12 1,28 |
1,08 1,20 |
1,05 1,13 |
1,03 1,07 |
1,02 1,04 |
1,0 |
≤ 350 НВ > 350 НВ |
–– –– |
–– –– |
1,15 1,38 |
1,10 1,27 |
1,07 1,18 |
1,04 1,11 |
1,02 1,06 |
1,2 |
≤ 350 НВ > 350 НВ |
–– –– |
–– –– |
1,18 1,48 |
1,13 1,34 |
1,08 1,25 |
1,06 1,15 |
1,03 1,08 |
1,4 |
≤ 350 НВ > 350 НВ |
–– –– |
–– –– |
1,23 –– |
1,17 1,42 |
1,12 1,31 |
1,08 1,20 |
1,04 1,12 |
1,6 |
≤ 350 НВ > 350 НВ |
–– –– |
–– –– |
1,28 –– |
1,20 –– |
1,15 –– |
1,11 1,26 |
1,06 1,16 |
Рис. 3.2. Схемы расположения передач
Коэффициент KHβ определяют по формуле
, (3.16)
где KHω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев; его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью (табл. 3.8).
Таблица 3.8
Значения коэффициента KHω
Твердость на поверхности зубьев |
Значения КНω при υ, м/с |
|||||
1 |
3 |
5 |
8 |
10 |
15 |
|
200 НВ 250 НВ 300 НВ 350 НВ 43 HRC 47 HRC 51 HRC 60 HRC |
0,19 0,26 0,35 0,45 0,53 0,63 0,71 0,80 |
0,20 0,28 0,37 0,46 0,57 0,70 0,90 0,90 |
0,22 0,32 0,41 0,53 0,63 0,78 1,00 1,00 |
0,27 0,39 0,50 0,64 0,78 0,98 1,00 1,00 |
0,32 0,45 0,58 0,73 0,91 1,00 1,00 1,00 |
0,54 0,67 0,87 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 |
Коэффициент KHα определяют по формуле:
, (3.17)
где КНω — коэффициент, значение которого находят по табл. 3.8 для колеса с меньшей твердостью.
Начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности (nст = 5, 6, 7, 8, 9) по нормам плавности:
для прямозубых передач
при 1 ≤ ≤ 1,25; (3.18)
для косозубых передач
при 1 ≤ ≤ 1,6; (3.19)
где А = 0,15 – для зубчатых колес с твердостью H1 и H2 > 350 НВ и А = 0,25 при H1 и H2 ≤ 350 НВ или H1 > 350 НВ и H2 ≤ 350 НВ.