- •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
Окружная сила в зацеплении (по (3.92), н
.
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба сателлита и концентрацию напряжений принимаем по табл. 3.11, интерполируя приведенные там данные: YFS = 3,60.
Значение коэффициента Yβ, учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче, для прямозубых передач Yβ = 1 .
Для прямозубых передач 9-й степени точности коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε = 1,0.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях сателлита (по (3.38), МПа,
.
Проверяем условие σF ≤ [σ]F, 100,2 ≤ 191 – условие выполняется.
Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
Для привода с асинхронным электродвигателем принимаем Kпер = Tmax / Тн. У выбранного нами электродвигателя АИР132S6 Tmax / Тн = 2,2 (см. табл. П.2).
Максимальное контактное напряжение σHmax, МПа, определяем по формуле (3.42)
.
Допускаемое напряжение [σ]H max, МПа,
[σ]H max = 2,8 σт = 2,8 ∙ 640 = 1792 (см. табл. 3.1).
Проверяем условие: σH max ≤ [σ]H max, 708 ≤ 1792 – условие выполняется.
Максимальное напряжение изгиба σFmax, МПа, определяем по формуле (3.43):
.
Допускаемое напряжение [σ]Fmax для стали с объемной термообработкой, МПа,
.
Условие σF max ≤ [σ]F max выполняется и для шестерни, и для колеса.
Основные параметры рассчитанной передачи сводим в табл. 3.20.
Таблица 3.20
Основные параметры прямозубой планетарной передачи
Параметр |
Шестерня a |
Сателлит g |
Колесо b |
Модуль, мм |
1,75 |
||
Угол наклона зубьев, β, град |
0 |
||
Число зубьев |
24 |
84 |
192 |
Ширина зубчатого венца, мм |
33 |
30 |
33 |
Диаметр делительной окружности, мм |
42,0 |
147,0 |
336,0 |
Диаметр окружности вершин, мм |
45,5 |
150,5 |
339,5 |
Диаметр окружности впадин, мм |
37,6 |
142,6 |
331,6 |
Расчет червячных передач
Передача состоит из червяка и червячного колеса. Передача движения происходит от червяка к зубчатому колесу специальной формы.
Червяки представляют собой одно- или многозаходные винты с витками резьбы определенной формы. По форме поверхности, на которой образуется резьба, червяки разделяют на цилиндрические (рис. 3.11) и глобоидные. По очертанию профиля витков в осевом сечении червяки бывают линейчатыми – архимедовы (ZA), эвольвентные (ZI) и конволютные (ZN); и нелинейчатыми, поверхность которых образуется конусом (ZK) или тором (ZT).
Рис. 3.11. Схема червячной передачи
Материалы червячных пар
Материалы червячных пар должны обладать антифрикционными свойствами, хорошей прирабатываемостью и повышенной теплопроводностью. Механические свойства материалов, удовлетворяющих этим требованиям невысоки.
Червяки
Эти детали испытывают гораздо больше циклов нагружения, чем червячные колеса, тело червяка испытывает большие напряжения изгиба и кручения. Вследствие этого, а также из-за высоких требований к жесткости червяки изготавливают из стали.
Червяки ответственных передач выполняют цементованными с закалкой ТВЧ до твердости HRC 56 … 63. После закалки червяки шлифуют и полируют до Ra 0,2. Наиболее употребляемый материал – сталь 18ХГТ. Могут быть использованы также и другие недорогие цементуемые стали.
Для передач, работающих с большими перерывами и редко испытывающих максимальные нагрузки, могут быть использованы червяки, у которых витки закалены при нагреве ТВЧ до твердости HRC 45 … 50. При такой термической обработке червяки сильно деформируются и приходится увеличивать припуски на шлифовку. В этом случае используются стали типа 40Х, 35ХМ, 40ХН.
Если червячная передача обслуживает не основной периодически работающий механизм, то червяки иногда выполняют улучшенными из сталей типа 45, 40ХН.
Червячные колеса
Венцы червячных колес изготавливают преимущественно из бронз, реже из чугунов. Оловянно-фосфористые бронзы отличаются хорошими противозадирными свойствами и считаются лучшим материалом для червячных колес, но вследствие высокой стоимости олова их применение ограничивают наиболее ответственными передачами с высокими скоростями скольжения vск = 5 … 25 м/с. При скоростях скольжения 2 … 5 м/с рекомендуют применять более доступные безоловянные бронзы (БрАЖ3Л, БрА10Ж4Н4Л и др.), которые обладают повышенными механическими характеристиками (НВ, σв), но имеют пониженные противозадирные свойства. Применение червячных колес из серого чугуна также лимитируется заеданием и допускается только для тихоходных малонагруженных передач при скорости скольжения не более 2 м/с.
Исходные данные для расчета: Т2 – вращающий момент на колесе, Н · м; n2 – частота вращения колеса, мин–1; и – передаточное число; Lh – время работы передачи (ресурс), ч.
Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые червяки.
В червячной передаче работоспособность всегда лимитирует червячной колесо. Поэтому вид материала, расчетная нагрузка и режим работы определяются только для этого элемента.