Общие правила конструирования При проектировании рассчитывают на

Общие правила конструирования • При проектировании рассчитывают на нормальные условия эксплуатации. • Проектирование есть поиск оптимального компромиссного решения. • При проектировании должно быть выполнено условие равнопрочности

Общие правила конструирования • При проектировании соблюдают конструктивную преемственность и модульный принцип. • Конструируемая машина должна отвечать требованиям унификации и стандартизации.

Комплексное и системное проектирование • Современная проектно-конструкторская деятельность подразумевает системный образ мышления и комплексный подход к проектированию машин. • Проектирование - один из этапов жизненного цикла изделия. • Системное проектирование - решение технической задачи для части с позиции целого (например, ГПС). • Комплексное проектирование-процесс разработки оборудования с позиций технологической системы. • Основные этапы комплексного проектирования: • 1. Формулировка задачи. • 2. Анализ задачи (уточнение в деталях, определение критериев, определение ограничений решения, разработка комплексной модели качества и т. д. ). • 3. Ограничения (условия физической и технологической реализуемости того или иного параметра, например, ограничения по габаритам, массе, быстроходности и т. д. ).

Стадии разработки конструкторской документации По ГОСТ 2. 103 -98: 2. 103 -98 • • • Техническое задание (ТЗ). Техническое предложение. Эскизный проект. Технический проект. Разработка рабочей документации.

Механический привод Структурная схема механического привода Двигатель Передача Исполнительный орган машины

Функции механического привода • 1. Понижение или повышение частоты вращения от вала двигателя к валу исполнительного элемента. • 2. Изменение направления потока мощности (передача заднего моста автомобиля). • 3. Регулирование частоты вращения ведомого вала (коробки передач, вариаторы и т. д. ). • 4. Преобразование одного вида движения в другой (вращательное в поступательное, равномерное в прерывистое и т. д. ). • 5. Реверсирование движения (прямой и обратный ход). • 6. Распределение энергии двигателя между несколькими исполнительными элементами машины.

Основные характеристики механических передач • Передаточное число u = n 1/n 2 = d 2/d 1; если U >=1 – редукторные передачи; U < 1 – мультипликаторные передачи; • • • Передаваемый вращающий момент. Быстроходность. КПД. Масса. Надежность

Зубчатые передачи Общие сведения и классификация

Достоинства и недостатки зубчатых передач Достоинства: • высокая несущая способность; • технологичность; • малые габариты; • большая долговечность и надежность работы; • высокий КПД; • возможность применения в широком диапазоне скоростей (до 200 м/с) и мощностей (до 300 м. Вт); • постоянство передаточного отношения (из-за отсутствия проскальзывания) Недостатки: • • повышенные требования к точности изготовления; более высокая стоимость по сравнению с другими передачами; шум при работе на высоких скоростях; не смягчают колебания нагрузки (при низкой точности изготовления сами являются источником динамических нагрузок, вибраций и шума)

Классификация зубчатых передач По взаимному расположению осей валов • цилиндрические передачи внешнего и внутреннего зацепления (оси колес - параллельны); • конические передачи (оси колес пересекаются); • гиперболоидные передачи (со скрещивающимися осями); По расположению зубьев на колесах • прямозубые; • косозубые и шевронные; • с круговым зубом; • с тангенциальным зубом (конические)

Классификация зубчатых передач По форме профиля зуба • Эвольвентные; • С круговым зубом; • С циклоидальным зубом По размещению • Встроенные в машину; • Выполненные в виде отдельного механизма По конструктивному оформлению и способу смазки Открытые передачи Закрытые передачи

Основные типы передач зацеплением Оси колес - параллельны

Оси колес пересекаются

Оси колес перекрещиваются

Схемы цилиндрических редукторов

Материалы и термическая обработка колес

Зависимость размеров зубчатой передачи от вида ТО зубьев

Геометрия эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи без смещения

Основные параметры цилиндрических зубчатых передачах Модуль зацепления: Передаточное отношение: m = P/π. Межосевое расстояние: i = ω1/ω2. aw = (dw 1+dw 2)/2 = m(z 1+z 2)/2. Передаточное число: Коэффициент ширины зубчатого венца: ψba = b/aw. u = z 2/z 1 (>=1)

ВИДЫ РАЗРУШЕНИЯ ЗУБЬЕВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Виды изломов зубьев колес

Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач Условия работы зуба в зацеплении Диаграммы изменения контактных и изгибных напряжений в зубчатом зацеплении t 2 t 1 t

Скольжение и трение в зацеплении силы трения П e = ПС

Коэффициент торцевого перекрытия зубчатого зацепления Fn/2 Fn Fn/2

Коэффициент торцевого перекрытия зубчатого зацепления Коэффициент торцевого перекрытия для нефланкированных зубчатых передач, нарезанных без смещения + - внешнее зацепление; - - внутреннее зацепление; β - угол наклона зубьев; z 1 и z 2 – числа зубьев шестерни и колеса.

Расчетная нагрузка В зубчатых передачах за расчетную нагрузку принимают максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев: где Fn – нормальная сила в зацеплении; l∑ - суммарная длина линии контакта; k – коэффициент расчетной нагрузки, определяемый по формуле:

При определении расчетной нагрузки учитывается два обстоятельства: 1. Неточность изготовления колес и монтажа; 2. Деформация валов, корпусов, опор, зубчатых колес при работе; Из-за неточности изготовления зубьев (по основному шагу) при работе возникают динамические нагрузки, что учитывается • коэффициентом динамической нагрузки kν. Недостаточная жесткость деталей передач приводит к неравномерному распределению нагрузки по длине линии контакта (по длине зуба ). Неблагоприятное влияние этого фактора учитывается • коэффициентом концентрации нагрузки kβ

Коэффициент концентрации нагрузки kβ Неравномерность распределения нагрузки по длине зуба связана с деформацией валов, корпусов, опор и самих зубчатых колес. Рассмотрим в качестве примера только влияние прогиба валов. Валы прогибаются в противоположные стороны под действием сил в зацеплении. Симметричное расположение колес относительно опор Несимметричное расположение колес относительно опор Консольное расположение колес относительно опор

Коэффициент концентрации нагрузки kβ где qср – средняя интенсивность нагрузки. При прочих равных условиях влияние перекоса зубьев на коэффициент kβ увеличивается с увеличением ширины колес bw , поэтому ее ограничивают.

Определение коэффициента k. Hβ при расчете на контактную прочность

Коэффициент динамической нагрузки kv Этим коэффициентом учитывается только внутренние, т. е. собственные динамические нагрузки, присущие самой зубчатой передаче. Причиной непостоянства мгновенных значений передаточного отношения является погрешность нарезания зубьев по основному шагу Pb. Это значит, что при ω1= const имеем ω2 не постоянная величина и, следовательно, в зацеплении появляется дополнительный динамический момент где J – момент инерции ведомых колес. Отсюда появляется эффект «кромочного удара» , который не только увеличивает динамическую нагрузку, но также способствует задиру поверхности зубьев. Для уменьшения вредного влияния этого эффекта применяют фланкирование зубьев, т. е. верхний участок эвольвенты выполняют с отклонением в тело зуба. Для уменьшения коэффициента KHv следует: • Повышать точность изготовления по нормам плавности. • Использовать косозубые или шевронные передачи. • Применять модификацию головки зуба.

Модификация головки зуба Фланкирование зубьев

Силы в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи

Допускаемые контактные напряжения где σН limb – предел контактной выносливости, МПа. SH – коэффициент безопасности (SH = 1, 1… 1, 2). KHL – коэффициент долговечности (KHL = 1…. 2, 4) – учитывает влияние ресурса. σН limb = 2 HBср + 70 – для ТО: улучшение. σН limb = 17 HRCср + 100 – для ТО: объемная закалка. σН limb = 17 HRCср + 200 – для поверхностной закалки. σН limb = 23 HRCср – для цементации и нитроцементации. σН limb = 1050 МПа – для ХТО: азотирование.

Кривая усталости для контактных напряжений σHlimb 1 σHlimb 2 σHlimb

Определение коэффициента долговечности KHL Для наклонного участка кривой усталости : σHlim im·NHi = σHlimbm ·NH 0 = const, где m = 6 – для контактных напряжений. Отсюда следует, что σНi = σНlimb ·KHL , где Коэффициент долговечности KHL учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач (NHi<NH 0). На участке NHi>NH 0 предел выносливости не меняется и поэтому KHL =1.

Определение числа циклов нагружений Постоянный режим нагружения NH = 60 c·n·t∑, где t∑= 365 L·kгод· 24·kсут, L – ресурс передачи в годах; kгод и kсут – коэффициенты использования передачи в течение года и суток соответственно (задают в ТЗ). Переменный режим нагружения NHE = NH·k. HE, где k. HE – коэффициент приведения. Выбирают в зависимости от типового режима нагружения.

Типовые режимы нагружения Значения коэффициента k. HE для типовых режимов нагружения Постоянный – Тяжелый Средний равновероятный – Средний нормальный. Легкий Особо легкий - k. HE = 1. k. HE = 0, 5. k. HE = 0, 25. k. HE = 0, 18. k. HE = 0, 125. k. HE = 0, 063.

Режимы нагружения в виде ступенчатой циклограммы T T 1=Tmax 0, 5 T 1 0, 2 T 1 0, 1 t 0, 5 t 0, 4 t Ступенчатая циклограмма t

Допускаемые контактные напряжения Для прямозубых колес в качестве расчетного выбирают меньшее из двух полученных значений [σH 1] и [σH 2]. Для косозубых и шевронных колес в качестве расчетного определяют [σH] = 0, 45( [σH 1] + [σH 2]) и проверяют дополнительное условие: [σH] ≤ 1, 23 [σH 2] , иначе [σH] = 1, 23 [σH 2]

Допускаемые изгибные напряжения σF limb – предел выносливости зубьев при изгибе , МПа. SF – коэффициент безопасности (SF = 1, 4… 2, 2). KFL – коэффициент долговечности (KFL = 1…. 2). KFс – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. KFс = 1 – для нереверсивных передач; KFс = 0, 75 – для реверсивных передач. σF limb = 1, 8 HBср – для ТО: нормализация, улучшение. σF limb = 600 МПа – для ТО: объемная и закалка ТВЧ. σF limb = 800 МПа – для цементации и нитроцементации. σF limb = 12 HRCсердц + 300 – для ХТО: азотирование.

где NF 0 = 4· 106 – базовое число циклов (для всех сталей). m = 6 – для зубчатых колес с твердостью зубьев HB ≤ 350 и со шлифованной переходной поверхностью независимо от твердости и ТО. m = 9 – для зубчатых колес с твердостью зубьев HB > 350 с нешлифованной переходной поверхностью. NFE = NF·k. FE, где k. FE – коэффициент приведения. Выбирают в зависимости от типового режима нагружения и ТО. Для ступенчатой циклограммы

Допускаемые напряжения при проверке прочности зубьев при перегрузках Условие прочности при пиковых перегрузках при цементации и закалке ТВЧ при азотировании при нормализации, улучшении, объемной закалке при HB ≤ 350 при HB >350

Расчет цилиндрической зубчатой передачи на контактную прочность

Формула проектировочного расчета цилиндрических зубчатых передач где Ka=495 МПа 1/3 – для прямозубых передач. Ka=430 МПа 1/3 – для косозубых и шевронных передач. + - для наружного зацепления. - - для внутреннего зацепления. T 2 – вращающий момент на колесе. u - передаточное число. ψba – коэффициент ширины зубчатого венца. Принимают ψba = 0, 2. . 0, 5 в зависимости от расположения колеса относительно опор.

Расчет цилиндрической зубчатой передачи на прочность при изгибе

Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба Условие равной прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса Заменив в формуле для напряжений изгиба σF Ft=2· 103 T 1/d 1 и d 1=2 aw/(u± 1), получим формулу для проверочного расчета зубьев по напряжениям изгиба где Km=3, 4·103 – для прямозубых колес, Km=2, 8·103 – для косозубых колес; T 1 – в Н·м; b 2, aw – в мм; [σF] – в МПа.

Особенности геометрии косозубых цилиндрических передач Угол наклона зубьев β в косозубых цилиндрических передачах: β = 8. . . 20°. Для шевронных колес: β = 25. . . 40°. В раздвоенных косозубых ступенях редукторов: β >= 30°. В соосных передачах с косозубыми колесами (при заданном aw): β=arccos[mn(z 1+z 2)/2 aw], где mn – нормальный модуль (мм).

Силы в зацеплении косозубой и шевронной передачах Окружная сила Ft = 2 T 1/d 1 Осевая сила Fа = Ft tgβ Радиальная сила Fr = F't tgαw=Ft tgαw/cosβ Fn = F't/cos αw = Ft / (cosαw cosβ )

Силы в зацеплении шевронной передачи

Особенности расчета на контактную прочность косозубых передач Удельная нагрузка Приведенный радиус кривизны

Особенности расчета на изгибную прочность косозубых передач (KFα= 1, 07… 1, 4). Yβ = (1 - βº/140)