- •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
Размеры заготовок
Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры Dзаг, Сзаг, Sзаг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр, Sпр (см. табл. 3.1):
Dзаг ≤ Dпр; Сзаг ≤ Sпр или Sзаг ≤ Sпр. (3.34)
Значения Dзаг, Сзаг, Sзаг, мм, вычисляют по следующим формулам: (3.35)
для цилиндрической шестерни (рис. 3.4, а) Dзаг = dа + 6 мм;
для конической шестерни (рис. 3.4, б) Dзаг = dаe + 6 мм;
для колеса с выточками (рис. 3.4, в) Сзаг = 0,5b2 и Sзаг = 8 m;
для колеса без выточек (см. рис. 3.3) Sзаг = b + 4 мм.
При невыполнении неравенств изменяют материал деталей или способ термической обработки.
Рис. 3.4. Основные размеры заготовок зубчатых колес
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения
, (3.36)
где Zσ = 9600 для прямозубых и Zσ = 8400 для косозубых передач, МПа1/2.
Если расчетное напряжение σH меньше допускаемого [σ]H в пределах 15...20 % или σH больше [σ]H в пределах 5 %, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае следует изменить коэффициент ширины венца ψba. Если эта мера не даст должного результата, надо либо изменить межосевое расстояние aw , либо назначить другую термообработку или материалы колес, пересчитать допускаемые контактные напряжения (пример 3.1) и повторить весь расчет передачи.
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Окружная сила в зацеплении, н,
. (3.37)
Расчетное напряжение изгиба:
в зубьях колеса
; (3.38)
в зубьях шестерни
, (3.39)
где YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;
Yβ – коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;
Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведенного числа zυ = z / cos 3β зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимают по табл. 3.11.
Таблица 3.11
Значения коэффициента YFS
z или zυ |
Значения YFS при коэффициенте x смещения инструмента |
||||||
– 0,6 |
– 0,4 |
– 0,2 |
0 |
+ 0,2 |
+ 0,4 |
+ 0,6 |
|
12 14 17 20 25 30 40 60 80 100 200 |
–– –– –– –– –– –– 4,37 3,98 3,80 3,71 3,62 |
–– –– –– –– –– 4,38 4,06 3,80 3,71 3,66 3,61 |
–– –– –– –– 4,22 4,02 3,86 3,70 3,63 3,62 3,61 |
–– –– 4,30 4,08 3,91 3,80 3,70 3,62 3,60 3,59 3,59 |
–– 4,00 3,89 3,78 3,70 3,64 3,60 3,57 3,57 3,58 3,59 |
3,67 3,62 3,58 3,56 3,52 3,51 3,51 3,52 3,53 3,53 3,59 |
–– 3,30 3,32 3,34 3,37 3,40 3,42 3,46 3,49 3,51 3,56 |
Для внутреннего зацепления:
-
z…………………………….
40;
50;
63;
71;
YFS………………………….
4,02;
3,88;
3,80;
3,75.
Значение коэффициента Yβ, учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче, вычисляют по формуле (β в градусах)
Yβ = 1 – β / 140. (3.40)
при β ≥ 42 о Yβ = 0,7.
Для прямозубых передач Yβ = 1.
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yε
Для прямозубых передач:
Yε = 1 при степени точности 8, 9;
Yε = 0,8 при степени точности 5 … 7.
Для косозубых передач Yε = 0,65.
Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Тпик.
Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки
Kпер = Tпик / Т, (3.41)
где Т – максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости.
Коэффициент перегрузки характеризует режим нагружения; его значение задают в циклограмме моментов. В типовые режимы нагружения не включены пиковые нагрузки, их указывают отдельно. Если пиковый момент Тпик не задан, то его значение находят с учетом специфики работы машины: по пусковому моменту электродвигателя, по предельному моменту при наличии предохранительных элементов, по инерционным моментам, возникающим при внезапном торможении и т. п.
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение σHmax не должно превышать допускаемое напряжение [σ]Hmax:
, (3.42)
где σH – контактное напряжение при действии номинального момента Т.
Допускаемое напряжение [σ]Hmax принимают при:
улучшении или сквозной закалке…………... |
[σ]Hmax ≈ 2,8 σт; |
цементации или контурной закалке ТВЧ…… |
[σ]Hmax ≈ 44 HRCср; |
азотировании………………………….............. |
[σ]Hmax ≈ 35 HRCср ≤ 2000 МПа. |
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение σFmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [σ]Fmax:
, (3.43)
где σF – напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.
Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности.
Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки по формуле
, (3.44)
где σFlim – предел выносливости при изгибе (см. табл. 3.4);
YNmax – максимально возможное значение коэффициента долговечности (YNmax = 4 для сталей с объемной термообработкой (нормализация, улучшение, объемная закалка); YNmax – 2,5 для сталей с поверхностной обработкой (закалка ТВЧ, цементация, азотирование);
kst – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в случае единичных перегрузок kst = 1,2 ... 1,3 – большие значения для объемной термообработки; при многократном (~103) действии перегрузок kst = 1),
Sst – коэффициент запаса прочности (обычно Sst = 1,75).
Допускаемые напряжения [σ]Hmax и [σ]Fmax принимают по рекомендациям табл. 3.4.
Пример 3.2. Определить основные параметры косозубой цилиндрической зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора для условий примеров 2.1 2.2, и 3.1: номинальный вращающий момент на валу шестерни Т1 = 117,4 Н ∙ м, частота его вращения n1 = 600 мин –1; материал: шестерни – Сталь 40Х ([σ]H = 544 МПа, [σ]F1 = 324 МПа, KH1 = 1,19, KF1 = 2,07), колеса – Сталь 45 ([σ]H = 544 МПа, [σ]F2 = 199 МПа, KH2 = 1,19, KF2 = 1,9).
Параметры с индексом «1» относятся к ведущему элементу данной, рассматриваемой в примере передаче, а не к приведенным в табл. 2.5 общим обозначениям привода.
Межосевое расстояние, мм, косозубой цилиндрической передачи определяем по формуле (3.22):
.
Для мелкосерийного производства редукторов вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа, кратного пяти – aw = 200 мм.