- •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 коэффициентов эквивалентности для червячных передач
Обозначение режима (по табл. 3.3) |
Коэффициенты эквивалентности |
|
KHE |
KFE |
|
0 I II III IV V |
1,0 0,416 0,2 0,121 0,081 0,034 |
1,0 0,2 0,1 0,04 0,016 0,004 |
Коэффициент Сυ учитывает интенсивность изнашивания материала колеса. Его принимают в зависимости от скорости υск скольжения:
-
υск, м/с, ……………………
5;
6;
7;
≥8;
Сυ …………………………
0,95;
0,88;
0,83;
0,80,
или по формуле .
Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений Nk
. (3.101)
II группа. Допускаемые контактные напряжения
. (3.102)
Здесь [σ]Hо = 300 МПа для червяков с твердостью на поверхности витков ≥ 45 HRC; [σ]Hо = 250 МПа для червяков при твердости ≤ 350 НВ.
III группа. Допускаемые контактные напряжения
. (3.103)
Допускаемые напряжения изгиба
Для материала зубьев червячного колеса
. (3.104)
Коэффициенты долговечности по изгибной выносливости определяют при любых материалах венца червячного колеса.
Коэффициент долговечности для изгибной выносливости
. (3.105)
Здесь NFE = KFENk – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи. Если NFE ≤ 106, то принимают NFE = 106. Если NFE ≥25 · 107, то принимают NFE = 25 · 107.
Суммарное число Nk циклов перемены напряжений определяют по формуле (3.100).
Значение коэффициентов KFE эквивалентности для типовых режимов нагружения приведены в табл. 3.22.
Исходное допускаемое напряжение [σ]Fо изгиба для материалов:
групп I и II………………… группы III………………….. |
[σ]Fo = 0,25σт + 0,08 σв; [σ]Fo = 0,22 σви; |
где σви – предел прочности при изгибе, МПа (обычно в 1,5 … 2,2 раза больше σв).
Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов равны:
группы I …………………... группы II ………………….. группы III …………………. |
[σ]Hmax = 4 σт; [σ]Hmax = 2 σт; [σ]Hmax = 1,65σви; |
[σ]Fmax = 0,8 σт; [σ]Fmax = 0,8 σт; [σ]Fmax = 0,75 σви. |
Расчет основных параметров червячной передачи
Межосевое расстояние, мм,
, (3.106)
где Kа = 610 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков;
Kа = 530 для нелинейчатых червяков;
KHβ – коэффициент концентрации нагрузки: при постоянном режиме нагружения KHβ = 1; при переменном
. (3.107)
Начальный коэффициент концентрации нагрузки находят по графику (рис. 3.12), для этого определяют число витков (заходов) z1 червяка в зависимости от передаточного числа:
u …………………………….. |
свыше 8; до 14; |
свыше 14; до 30; |
свыше 30;
|
z1 ……………………………. |
4; |
2; |
1. |
Рис. 3.12. График для определения начального коэффициента концентрации нагрузки
Полученное расчетом межосевое расстояние округляют в большую сторону: для стандартной червячной пары – до стандартного числа из ряда, мм: 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280; для нестандартной – до числа в табл. П.1.
Число зубьев колеса
z2 = z1 u. (3.108)
Очень важно, чтобы и межосевое расстояние aw и передаточное число u соответствовали предпочтительным рядам Ra 10. При этом червячный редуктор будет оптимальным по своим параметрам (табл. 3.23). Если предпочтительные передачи использовать невозможно, следует применить комбинацию межосевого расстояния aw и передаточного числа u из ряда Ra 20. Комбинировать рядов Ra 10 и Ra 20 не следует, так как при этом получаются излишне толстые червяки, понижающие КПД редуктора.
Таблица 3.23
Параметры предпочтительных передач
u |
z1 |
z2 |
q |
8 10 12,5 |
4 |
32 40 50 |
8 10 12,5 |
16 20 25 |
2 |
32 40 50 |
8 10 12,5 |
31,5 40 50 63 |
1 |
32 40 50 63 |
8 10 12,5 16 |
Предварительные значения:
модуля передачи
; (3.109)
коэффициента диаметра червяка
. (3.110)
В формулу для q´ подставляют ближайшее к расчетному стандартное значение т, мм: 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12; 16.
Полученное значение q´ округляют до ближайшего стандартного: 8; 10; 12,5; 14; 16; 20.
Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка qmin = 0,212 z2.
Коэффициент смещения
. (3.111)
Предпочтительны положительные смещения, при которых одновременно повышается прочность зубьев колеса.
Рекомендуют для передач с червяком:
эвольвентным – 1 ≤ х ≤ 1 (предпочтительно х = 0,5);
образованным тором 1 ≤ х ≤ 1,4 (предпочтительно х = 1,1 ... 1,2).
Если это условие не выполняется, необходимо изменить либо аw, либо m, либо z2, либо q.
Угол подъема линии витка червяка:
на делительном цилиндре γ = arсtg (z1 / q);
на начальном цилиндре γw = arсtg [z1 / (q + 2x)].
Фактическое передаточное число uф = z2 / z1. Полученное значение uф не должно отличаться от заданного более чем на: 5 % – для одноступенчатых и 8 % – для двухступенчатых редукторов.
Размеры червяка и колеса (рис. 3.13)
Рис. 3.13. Геометрические параметры червячной передачи
Размеры червяка:
диаметры делительный d1 и начальный dw1
; (3.112)
диаметр вершин витков
; (3.113)
диаметр впадин
. (3.114)
Длина b1 нарезанной части червяка при коэффициенте смещения х ≤ 0
b1 = (10 + 5,5 |x| + z1) m. (3.115)
При положительном коэффициенте смещения (х > 0) червяк должен быть несколько короче. В этом случае размер b1, вычисленный по формуле (3.15), уменьшают на величину (70 + 60 х) т / z2. Во всех случаях значение b1 затем округляют в ближайшую сторону до числа из табл. П.1.
Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетом длину b1 увеличивают: при m < 10 мм – на 25 мм; при т = 10 ... 16 мм – на 35 … 40 мм.
Диаметры колеса:
делительный
; (3.116)
вершин зубьев
; (3.117)
впадин
; (3.118)
наибольший
, (3.119)
где k = 2 для передач с эвольвентным червяком;
k = 4 для передач, нелинейчатую поверхность которых образуют тором.
Ширина венца
b2 = ψa aw, (3.120)
где ψa = 0,355 при z1 = 1 и 2; ψa = 0,315 при z1 = 4.