Общие правила конструирования

поиск оптимального компромиссного решения.
При проектировании должно быть выполнено условие равнопрочности

машина должна отвечать требованиям унификации и стандартизации.

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.).

проект.
Разработка рабочей документации.

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.

U >=1 – редукторные передачи;
U

< 1 – мультипликаторные передачи;
Передаваемый вращающий момент.
Быстроходность.
КПД.
Масса.
Надежность

надежность работы;
высокий КПД;
возможность применения в широком диапазоне скоростей (до 200

м/с) и мощностей (до 300 мВт);
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)

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)

зубом
По размещению
Встроенные в машину;

Выполненные в виде отдельного механизма
По конструктивному

оформлению и способу смазки

Открытые передачи

Закрытые передачи

m = P/π.
Межосевое расстояние:

aw = (dw1+dw2)/2 = m(z1+z2)/2.

Коэффициент ширины
зубчатого венца:

ψba = b/aw.

Передаточное отношение:

i = ω1/ω2.

Передаточное число:

u = z2/z1 (>=1)

изменения
контактных и изгибных
напряжений в зубчатом
зацеплении

передач, нарезанных без смещения
+ - внешнее зацепление;
- внутреннее

зацепление;
β - угол наклона зубьев;
z1 и z2 – числа зубьев шестерни и колеса.

- суммарная длина линии контакта;
k – коэффициент расчетной нагрузки, определяемый

по формуле:

В зубчатых передачах за расчетную нагрузку
принимают максимальное значение удельной
нагрузки, распределенной по линии контакта
зубьев:

l∑

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

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

нагрузки.
При прочих равных условиях влияние перекоса зубьев на коэффициент kβ

увеличивается с увеличением ширины колес bw , поэтому ее ограничивают.

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.

коэффициент безопасности (SH = 1,1…1,2).
KHL – коэффициент долговечности (KHL =

1….2,4) – учитывает влияние ресурса.
σН limb = 2HBср + 70 – для ТО: улучшение.
σН limb = 17HRCср + 100 – для ТО: объемная закалка.
σН limb = 17HRCср + 200 – для поверхностной закалки.
σН limb = 23HRCср – для цементации и нитроцементации.
σН limb = 1050 МПа – для ХТО: азотирование.

где

im·NHi = σHlimbm ·NH0 = 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 (NHiNH0 предел выносливости не меняется и поэтому KHL =1.

t∑= 365L·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·kHE,
где kHE – коэффициент приведения. Выбирают в зависимости от типового режима нагружения.

kHE = 1.
Тяжелый

- kHE = 0,5.
Средний
равновероятный – kHE = 0,25.
Средний
нормальный- kHE = 0,18.
Легкий - kHE = 0,125.
Особо легкий - kHE = 0,063.

из двух полученных значений [σH1] и [σH2].
Для косозубых и

шевронных колес в качестве расчетного определяют
[σH] = 0,45( [σH1] + [σH2])
и проверяют дополнительное условие:
[σH] ≤ 1,23 [σH2] , иначе [σH] = 1,23 [σH2]

, 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 = 1,8HBср – для ТО: нормализация, улучшение.
σF limb = 600 МПа – для ТО: объемная и закалка ТВЧ.
σF limb = 800 МПа – для цементации и нитроцементации.
σF limb = 12HRCсердц + 300 – для ХТО: азотирование.

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·kFE,
где kFE – коэффициент приведения. Выбирают в зависимости от типового режима нагружения и ТО.

Для ступенчатой
циклограммы

пиковых перегрузках
при нормализации,
улучшении,
объемной
закалке
при цементации и закалке ТВЧ
при азотировании
при HB

≤350

при HB >350

прямозубых передач.
Ka=430 МПа1/3 – для косозубых и

шевронных передач.
+ - для наружного зацепления.
- - для внутреннего зацепления.
T2 – 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.

зубьев шестерни
и колеса
Заменив в формуле для напряжений изгиба σF
Ft=2·103T1/d1

и d1=2aw/(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; T1 – в Н·м; b2, aw – в мм; [σF] – в МПа.

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(z1+z2)/2aw],
где mn – нормальный модуль (мм).

сила
Fа = Ft tgβ

Радиальная сила
Fr

= F't tgαw=Ft tgαw/cosβ

Fn = F't/cos αw = Ft / (cosαw cosβ )

(1 - βº/140)