- •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
. Определение допускаемых напряжений и коэффициента нагрузки
Изложенная ниже методика определения допускаемых напряжений используется при расчете цилиндрических и конических зубчатых передач.
Допускаемые контактные напряжения, МПа, [σ]Н1 для шестерни и [σ]Н2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:
, (3.1)
где σHlim – предел контактной выносливости, МПа;
SH – коэффициент запаса прочности;
ZN – коэффициент долговечности;
ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;
Zυ – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.
Предел контактной выносливости σHlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (НВср или НRСср) на поверхности зубьев (табл. 3.2).
Таблица 3.2
Значения пределов контактной выносливости зубьев
Способ термической или химико-термической обработки |
Средняя твердость на поверхности |
Сталь |
σН lim, МПа |
Улучшение, нормализация Поверхностная и объемная закалка |
< 350 НВ
40 … 56 HRC |
Углеродистая и легированная |
2 НВср + 70
17 HRCср + 200 |
Цементация, нитроцементация Азотирование |
> 56 HRC
> 52 HRC |
Легированная |
23 HRCср
1050 |
Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно-закаленных) SH = 1,1; для зубчатых колес с поверхностным упрочнением SH = 1,2.
Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Ra шероховатости:
при Ra = 0,63 … 1,25 мкм ZR = 1;
при Ra = 1,25 … 2,5 мкм ZR = 0,95;
при Ra = 10 … 40 мкм ZR = 0,9.
Шероховатость, выраженную в RZ , мкм, переводят в шероховатость Ra, мкм:
-
RZ……………
3,2;
6,3;
10;
20;
40;
80;
160;
320;
Ra...…………
0,63;
1,25;
2,5;
5,0;
10;
20;
40;
80.
Коэффициент Zυ = 1 … 1,15. Меньшие значения соответствуют твердым (Н > 350 НВ) передачам, работающим при малых окружных скоростях (υ ≤ 5 м / с). При более высоких значениях окружной скорости возникают лучшие условия для создания надежного масляного слоя между контактирующими поверхностями зубьев, что позволяет повысить допускаемые напряжения:
Zυ = 0,850 υ 0,10 ≥ 1 при Н ≤ 350 НВ;
(3.2)
Zυ = 0,925 υ 0,05 ≥ 1 при Н > 350 НВ.
Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса
при условии , (3.3)
где NHG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;
NHE – ресурс передачи с учетом режима нагружения, в циклах (см. ф-лы (3.5) и (3.7);
ZN max – предельное значение коэффициента долговечности.
Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев НВср:
. (3.4)
Твердость в единицах НRС переводят в единицы НВ:
-
HRC………...
45;
47;
48;
50;
51;
53;
55;
60;
62;
65;
HB…………..
427;
451;
461;
484;
496;
521;
545;
611;
641;
688.
Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения п, мин -1, и времени работы Lh, ч, без учета режима нагружения равен
, (3.5)
где n3 – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно количеству колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым (рис. 3.1).
Рис. 3.1. Схема зубчатой передачи с различным числом зацеплений
В общем случае суммарное время Lh, ч, работы передачи вычисляют по формуле
, (3.6)
где Lг – срок службы передачи, лет (средний нормативный срок службы строительных, дорожных и транспортных машин – 7 лет);
Дг – годовой фонд рабочего времени, дни (для строительных, дорожных и транспортных машин в среднем Дг = 240 дням);
Ссм – число смен;
tсм – продолжительность смены, ч (при пятидневной рабочей неделе tсм = 8 ч).
В соответствии с кривой усталости напряжения σН не могут иметь значений меньших σНlim. Поэтому при Nk > NHG принимают Nk = NHG.
Для длительно работающих быстроходных передач Nk ≥ NHG и, следовательно, ZN = 1, что и учитывает первый знак неравенства в формуле (3.3). Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя: ZNmax = 2,6 для материалов с однородной структурой (улучшенных, объемно-закаленных) и ZNmax = 1,8 для поверхностно-упрочненных материалов (закалка ТВЧ, цементация, азотирование).