sheynblit_kursovoe_proektirovanie_dm

ВТОРАЯ СТАДИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ

Разработка эскизного проекта (ГОСТ 1.119 — 73) предусмотрена техническим заданием и выполняется на основании результатов, п лученных в техническом предложении.

На этой стадии проектирования определяют геометрические пара­ метры зубчатой (червячной) передачи редуктора, размеры быстроход­ ного и тихоходного валов, а также выбирают подшипники и произво­ дят их проверочный расчет по динамической грузоподъемности.

Здесь же выполняют варианты расчета открытых передач, оп­ ределяют и анализируют силы в зацеплении зубчатых (червяч­ ных) передач и силы со стороны элементов открытых передач и муфт.

В итоге эскизного проекта разрабатывается чертеж общего вида редуктора.

Результаты эскизного проекта (задача 3...9) являются основание для выполнения технического проекта (см. табл. 0.1).

ЗАДАЧА 3 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ (ЧЕРВЯЧНЫХ) ПЕРЕДАЧ.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Ц е л ь : 1. Выбрать твердость, термообработку и материал зубчатых

(закрытых и открытых) и червячных передач.

2.Определить допускаемые контактные напряжения.

3.Определить допускаемые напряжения на изгиб.

Общие положения

Сталь в настоящее время —- основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из важнейших условий совер­ шенствования редукторостроейия является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубча­ той (червячной) передачи, а это повышает ее технический уровень (см. стр. 59, задачу 12).

Допускаемое напряжение из условий контактной прочности [о]^ (которая обычно ограничивает несущую способность стальных зуб­ чатых колес и червяков) пропорциональна твердости Н активных

50

поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоя­ нии механические свойства всех сталей близки. Поэтому приме­ нение сталей без термообработки, обеспечивающей упрочнение зубчатых колес и червяков, недопустимо. При этом марки сталей выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра D^^^ для вала-шестерни или червяка и толщины сечения S^^^^ для колеса с припуском на механическую обработку после термообработки (см. табл. 3.2.)

Способы упрочнения, применяемые при курсовом проектиро­ вании (см. табл. 3.1).

1. Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность [a]j^, но при этом зубья колес хорошо и быстро прира­ батываются, и сохраняют точность, полученную при механичес­ кой обработке.

2 Улучше^ние, 06Qcut4HB2iQT свойства, аналогичные полученны при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

3. Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю на­ грузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются. Размеры зубчатых колес практически неограничены. Необходимо^ учитывать, что при модулях, меньших 3...5 мм, зуб прокаливается насквозь.

Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшен­ ного колеса дает большую нагрузочную способность, чем улучшен­ ная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прираба­ тывается; ее применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.

3.1.Зубчатые передачи

1.Выбор твердости, термообработки и материала колес. Сталь

внастоящее время — оснобной материал для изготовления зуб­ чатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного про­ изводства, предусмотренного техническими заданиями на кур­ совое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах,

атакже в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н<350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработ­ ки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прираба мости твердость шестерни НВ, назначается больше твердост

51

HRCj

55

50

43

¥)

35

30

25

Рис. 3.1. График соотношения твердостей в единицах НВ и HRC^

ТаблицаЗ . 1 . Выбор материала, термообрабонш и твердости

52

са HBj. Разность средних твердостей* рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н<350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ^^р-~НВ2^.р=20...50. Иногда для увеличения нагрузочной способности передачи, то есть увеличения допускаемых контактных напряжений, а отсюда умень­ шения габаритов и металлоемкости передачи (см. 4.1, п. 1; 4.2, п. 1), достигают разности средних твердостей поверхности зубьев НВ^^р— НВ2 >70. При этом твердость рабочих поверхностей зубьев колеса Н <350 НВ2^р, а зубьев шестерни Н >350 HBj^p. Для шестерни в этом случае твердость измеряется по шкале Роквелла — Н>45 НКС^,^^. Соотношение твердостей в единицах НВ и HRC^ см. рис. 3.1.

Рекомендуемый выбор материала заготовки, термообработки и твердости зубчатой пары приводится в табл. 3.1, а механические характеристики сталей — в табл. 3.2.

Материал и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары (прямые или непрямые, см. ТЗ) и номинальной мощности двигателя Р^^^ (см. табл. 2.5) в следующем порядке:

а) выбрать материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса (см. табл. 3.1), но с разными твердостями, так как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса (см. табл. 3.2). При этом следует ориентироваться на деше­ вые марки сталей: типа 40, 45, 40Х — для шестерни и колеса закры­ той передачи; 35Л; 40Л; 45Л — для колеса открытой передачи в паре с кованой шестерней из стали 35, 40, 45;

б) выбрать термообработку для зубьев шестерни и колеса по табл. 3.1; в) выбрать интервал твердости зубьев шестерни НВ, (HRC^,) и

колеса НВ^ по табл. 3.2;

г) определить среднюю твердость зубьев шестерни HB,^p(HRC^,^p) и колеса HBj^p (см. сноску к стр. 49). При этом надо соблюсти необходимую разность средних твердостей зубьев шестерни и коле­ са (см. табл. 3.1);

д) из табл. 3.2 определить механические характеристики сталей для шестерни и колеса — а^, а_р

е) выбрать из табл. 3.2 предельные значения размеров заготовки шестерни {D^^^ — диаметр) и колеса {S^^^ — толщина обода или диска).

2. Определение допускаемых контактных напряжений [о]^ Н/мм1

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочност определяются отдельно для зубьев шестерни [о]^, и колеса [о]^^ в сл дующем порядке.

* Средняя твердость зубьев шестерни HB,^p(HRC^,^p) или колеса \ib-^^ определя­ ется как среднее арифметическое предельных значении твердости выбранного мате-

54

где N^ — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. табл. 3.3); N — число циклов переме­ ны напряжений за весь срок службы (наработка), Л^ = 573coL^. Здесь со — угловая скорость соответствующего вала, 1/с (см. табл. 2.5); L^ — срок службы привода (ресурс), ч (см. задачу 1).

Для нормализованных или улучшенных колес 1 ^K^jj^ <2,6; для колес с поверхностной закалкой 1 <А^^<1,8.

Если N>N^Q, то принять А^^^=1.

б) По табл. 3.1 определить допускаемое контактное напряжение [а]^01 ^ 1^1^02' соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений Л^^^^ и N^^^^;

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [с]^^ и колеса [а]^;

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ^^р —НВ2^р=20...50 рассчитывают по мень­ шему значению [а]^ из полученных для шестерни [а]^^ и колеса [а]^^, т. е. по менее прочным зубьям.

Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса НВ^^р— НВ2^р >70 и твердости зубьев колеса ЖЗЗОНВз^р рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению:

[а]^= 0,45([а]^,+[а]^).

При этом [а]^ не должно превышать 1,23[а]^ для цилиндричес­ ких косозубых колес и 1,15[а]^ для конических колес с непрямыми зубьями. В противном случае [а]^=1,23[а]^ и [а]^=1,15[а]^.

3. Определение допускаемых напряжений изгиба [а]^., Н/мм^

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдель для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [

и [о]^2' которые определяются в следующем порядке:

55

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни K^j^j и коле-

са /:„,: К,^, = ^д| NJN-, ^„Г^pV^

где Л^^= 4-10^ — число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N — число цик­ лов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) — см. п. 2,а. При твердости Н<350 НВ l<jSr^^<2,08; при твердости Н>350 НВ КА^^<1,63. Если N >N^, то принимают K^r^l;

б) допускаемое напряжение изгиба [aj^^j и [с]^^ соответствую­ щее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N^,^ (по табл. 3.1);

в) допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [а]^^ и колеса [а]^:

Для реверсивных передач [а]^уменьшают на 25%.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зуб­ чатых передач с 11рямыми и непрямыми зубьями выполняют по мень­ шему значению [а]^из полученных для шестерни [о]^ и колеса [о]^ т. е. по менее прочным зубьям.

4.Табличный ответ к задаче 3 (см. табл. 3.4).

Та б л и ц а 3.4. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Шестерня

Колесо

3.2.Червячные передачи

1.Выбор материапа червяка и червячного колеса. Червяки изготов­ ляют из тех же марок сталей, что и шестерни зубчатых передач (сталь 40, 45, 40Х, 40ХН). Выбор марки стали червяка и определение ее механических характеристик (а^, а^, а_^) производят по табл. 3.1 и

3.2.При этом для передач малой мощности (Р <1 кВт) применяют термообработку — улучшение с твердостью Н <350 НВ, а для передач большей мощности с целью повышения КПД — закалку ТВЧ до твер­ дости Н >45 HRC^, шлифование и полирование витков червяка.

Материалы для изготовления зубчатых венцов червячных колес условно делят на три группы: группа I — оловянные бронзы; группа II — безоловянные бронзы и латуни; группа III — серые чугуны.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения и производится по табл. 3.5. Скорость скольжения v^, м/с, определяется по эмпирической формуле

56

10' Щ'

где Т^ —- вращающий момент на валу червячного колеса, Н • м; со^ •— угловая скорость тихоходного вала, 1/с; и^^ — передаточное число редуктора. Значения Т^, со^, и^^ выбирают из табл. 2.5.

Червяк и колесо должны образовывать антифрикционную пару, обладать высокой прочностью, износостойкостью и сопротивляемо­ стью заеданию ввиду значительных скоростей скольжения v^ в зацеп­ лении.

2. Определение допускаемых ко1ггактных [а]^, Н/мм^ и изгабных

[а]р, Н/мм^ напряжений. Допускаемые напряжения определяют для зуб­ чатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев, твер­ дости витков червяка HRC^(HB), скорости скольжения v^, ресурса L^ и вычисляют по эмпирическим формулам, приведенным в табл. 3.6.

57

Т а б л и ц а 3.6. Допускаемые напряжения для червячного колеса

П р и м е ч а н и я : h С^ — коэффициент, учитывающий износ материала:

2. Kff^ — коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность: A^^^= \liOyN, где Л'^— число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы — наработка (см. 3.1, п. 2,а). Если N>25-10\ то N принять рав­ ным 25 • 10^.

3. Kfj^ — коэффициент долговечности при расчете на изгиб: К^г^= ^W/N, где Л^ см. примечание 2. Если Л'^ • 10^, то его принимают равным 10^. Если Л^ >25 • 10^ то ^принять равным 25 • 10^

4.о^, а^, о^^ — предел текучести и пределы прочности при растяжении и изгибе, Н/мм^ (см. табл. 3.5).

5.Если передача работает в реверсивном режиме, то полученное значение допускаемого напряжения [а] ^ нужно уменьшить на 25%.

6.Для всех червячных передач (независимо от материала венца колеса) при рас­ положении червяка вне масляной ванны значения [ а]^^ нужно уменьшить на 15%.

3.Табличный ответ к задаче 3 (см. табл. 3.7).

Та б л и ц а 3.7. Механические характеристию! материалов червячной передачи

Характерные ошибки:

1.Неправильные вьмисления.

2.Неправильно определены коэффициенты долговечности К^^^ и К^^^.

3.Неправильно выбраны соотношения твердости шестерни и колеса зубчатой

пары.

4.Неправильно определены колеса с менеешрочным зубом.

5.Неправильно выбраны из соответствующих таблиц формулы для определения допускаемых контактных [а]^, и изгибных [а]^ напряжений.

58

ЗАДАЧА 4 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ (ЧЕРВЯЧНЫХ) ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРОВ

Це л ь : 1. Выполнить проектный расчет редукторной пары.

2.Выполнить проверочный расчет редукторной пары.

Общие положения

Техническим заданием предусмотрено проектирование нестан­ дартных, одноступенчатых закрытых передач индивидуального про­ изводства.

Расчет зубчатой (червячной) закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет — п р о е к т н ы й , второй — п р о в е ­

р о ч н ы й . Проектный выполняется по допускаемым контактным

напряжениям с целью определения геометрических параметров реду торной пары. В процессе проектного расчета задаются целым ря­ дом табличных величин и коэффициентов; результаты некоторых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений; в поиске оптимальных решений приходится неоднократно делать

пересчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет. Он должен подтвердить

правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полу­ ченных результатов в проектном расчете, а также определить соот­ ношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета нужно изменить параметры пере­ дачи и повторить проверку (см. 4.1, 4.2, 4.3).

Проектный и проверочный расчеты нельзя рассматривать как простую арифметическую задачу, сводящуюся к подстановке в оп­ ределенную формулу тех или иных исходных данных. Для решения этой задачи требуется ее всесторонний анализ, учет специфических факторов работы всего машинного агрегата, а также отдельных де­ талей и узлов передачи.

Так, при всем конструктивном разнообразии общепромышлен­ ных редукторов они мало различаются по технико-экономическим характеристикам и для них типичны средние требования к техни­ ческому уровню, критерием которого у является отношение массы редуктора т, кг, к моменту Т^, Н • м (см. табл. 2.5), на тихоход­ ном валу (подробно см. задачу 12). В эскизном проектировании предварительно можно принять

Y=f-= 0,1...0,2кг/(Н-м).

Это дает возможность ориентировочно прогнозировать значени

главного параметра редуктора (а^ — межосевое расстояние для ци­ линдрической и червячной передач, d^^ — внешний делительный

59