close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Kursach po DM (2)

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
"Самарский государственный аэрокосмический университет
имени академика С.П. Королева
(национальный исследовательский университет)"
Кафедра основ конструирования машин
Домашнее задание по расчёту зубчатых передач
авиационного редуктора
Вариант № 2-6
Выполнил студент: Мешков А.А.
Группы 2301
Руководитель проекта: Силаев Б.М.
САМАРА 2012
Техническое задание №2, вариант №6
Кинематическая схема проектируемого редуктора.Исходные данные:
FT = 35 кН
FH = 1.6 кН
nвых = 180 мин-1 nвх = 2100 мин-1 Pвых = 150 кВт
th = 1500 ч
l = 550 мм
режим работы 5Таблица 2 - Режим нагружения
T1T2T3n1n2n3th1th2th3TH0,95TH0,80THnН1,05nН1,25nН0,70th0,20th0,10th
Рисунок 2 - График режима нагружения
Примечания:
1. За расчетную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно действующих нагрузок, при которой число циклов перемены напряжений Nn ≥ 5∙104.
2. Коэффициент нагрузки kg = 1,15...1,3 при этом число перемены циклов напряжений Nn ≥ 1∙104
1-входной вал;
2-промежуточный вал;
3-выходной вал;
a, b-центральные колеса;
g-сателлит.
FT , кН - Тяга несущего винта
FH , кН - Продольная сила несущего винта
nвых , мин-1 - Частота вращения выходного вала
Pвых , кВт - Мощность на выходном валу
nвх , мин-1 - Частота вращения входного вала
th , ч - Срок службы редуктора
l , мм - Расстояние от плоскости вращения винта вертолёта до плоскости крепления к подредукторной раме.
РЕФЕРАТ
Курсовой проект.
Пояснительная записка: стр. , рис. , источников .
Графическая документация:
РЕДУКТОР, ПОДШИПНИК, ГАЙКА, БОЛТ, ВАЛ, КОРПУС, ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО.
Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Обоснована целесообразность использования зубчатых колёс.
СОДЕРЖАНИЕ
Кинематический и энергетический расчеты редуктора6
1.1Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням6
1.2 Определение частот вращения всех элементов привода6
1.3 Определение числа сателлитов для планетарной ступени8
1.4 Определение КПД ступени и мощности на валах8
2. Расчет зубчатых передач редуктора9
2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки9
2.2 Определение допускаемых напряжений9
2.4 Расчет конической передачи.14
2.4.1. Определение основных параметров конической передачи с прямым зубом.14
2.4.2. Определение модуля и числа зубьев.14
2.4.3. Проверочный расчет передачи на контактную прочность.16
2.5 Расчет планетарной передачи.19
2.5.1. Определение габаритов передачи a-g.19
2.5.2. Определение модуля зацепления.19
2.5.3. Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений.20
2.5.4. Определение геометрических размеров передачи.20
2.5.5. Определение ширины коронки центрального колеса "в".21
2.5.6. Проверочный расчет передачи на контактную прочность.21
3. Определение усилий в зацеплениях.24
3.1. Расчет усилий в зацеплении конической передачи.24
3.2. Расчет усилий в зацеплении планетарной передачи.24
4.1. Предварительное определение диаметров валов и осей.25
Кинематический и энергетический расчеты редуктора
1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням
Согласно заданию имеем частоту вращения валов:
Общее передаточное число редуктора:
Принимаем , тогда: 1.2 Определение частот вращения всех элементов привода
Частота вращения вала 1 (см. исходные данные)
Частота вращения вала 2 Частота вращения вала 3 (см. исходные данные)
Частота вращения зубчатого колеса "а" при остановленном водиле:
Частота вращения зубчатого колеса "b" при остановленном водиле:
, отсюда
,
.
1.3 Определение числа сателлитов для планетарной ступени
Число сателлитов для планетарной ступени определяется по формуле
округляем до целого так, чтобы , отсюда .
1.4 Определение КПД ступени и мощности на валах
Т.к. передача авиационная, она требует обеспечения высокой надежности, работает с умеренными скоростями и высокими нагрузками, то согласно рекомендации [1] для всех зубчатых колес выбираем 7-ю степень точности. Для нее имеем:
Тогда .
Мощности на валах определяются по следующей формуле: Определение крутящих моментов на валах
Крутящие моменты на валах определяются по следующей формуле:
, тогда
крутящий момент на валу 1: ;
крутящий момент на валу 2: ;
крутящий момент на валу 3: ;
момент, действующий на колесо "a":
;
.
2. Расчет зубчатых передач редуктора
2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки
Т.к. передача авиационная, требующая обеспечения высокой надежности, малой массы и габаритов, то для всех зубчатых колес привода выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой - цементацией, заготовка - штамповка; механические свойства приведены в таблице:
Марка сталиВид термо-обработкиМеханические характеристикиТвердость зубьевНа поверхностиВ сердцевине12Х2Н4АцементацияHRС 58...63HRС 35...4012001000
2.2 Определение допускаемых напряжений
Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле
,
где [  H ] - допускаемое контактное напряжение,
 H lim b - базовый предел контактной выносливости в деталях, МПа.
S H - коэффициент безопасности при расчете по контактным напряжениям,
K HL - коэффициент долговечности .
Выбираем материал для зубчатых колёс: легированная сталь 12Х2Н4А, HRC=58...63 МПа на поверхности зуба и HRC=35...40 МПа в сердцевине с термообработкой и цементацией на глубину 0,8... 1,2 мм.
Принимая HRC=60 МПа получим:
.
- коэффициент долговечности;
- базовое число циклов нагружения;
;
.
Для центрального колеса: n = nah=540 об/мин, количество зацеплений C=4;
;
;
МПа.
Для сателлита: n= ngh =540 об/мин, количество зацеплений C=1;
;
МПа.
Для "короны": n= nbh=180 об/мин, число зацеплений C=4;
;
;
МПа.
Для первого колеса конической передачи:
n = nвх=2100 об/мин, число зацеплений C=1;
При NHL  NHO берем KHL = 1;
МПа.
Для второго колеса конической передачи:
n= n2=720 об/мин, число зацеплений C=1;
;
;
МПа.
Определение допускаемых напряжений изгиба , где МПа;
- коэффициент безопасности;
- коэффициент безопасности при изгибе;
- базовое число циклов нагружения;
;
.
Для центрального колеса: n= nah=540 об/мин, количество зацеплений C=4;
;
; К FL =1; , так как зуб входит в зацепление одной стороной.
МПа.
Для сателлита: n= ngh =540 об/мин, количество зацеплений C=1;
;
, так как зуб входит в зацепление двумя сторонами, К FL =1.
МПа.
Для "короны": n= nbh=180 об/мин, число зацеплений C=4;
;
, , так как зуб входит в зацепление одной стороной;
МПа.
Для первого колеса конической передачи:
n = nвх=2100 об/мин, число зацеплений C=1;
, , так как зуб входит в зацепление одной стороной.
МПа.
Для второго колеса конической передачи:
n= n2=720 об/мин, число зацеплений C=1;
;
, , так как зуб входит в зацепление одной стороной. МПа.
2.4 Расчет конической передачи.
2.4.1. Определение основных параметров конической передачи с прямым зубом.
Исходные данные для расчета: .
Т.к. межосевой угол в конической передачи то примем коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния .
Коэффициент нагрузки .
Определим - угол у вершины начального конуса шестерни:
Определим внешний делительный диаметр шестерни по формуле
Определим конусное расстояние :
Далее найдем - рабочую ширину зубчатого венца:
. Округляя, получим .
2.4.2. Определение модуля и числа зубьев.
- коэффициент формы зуба. Для седьмой степени точности (см. рекомендацию [1]).
Определим - окружной модуль на внешнем торце конических колес по формуле: Число зубьев шестерни . Примем .
Число зубьев колеса . Примем .
Определим передаточное число : .
Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого определим по формуле: ; .
Определим - окружной модуль на середине ширины зубчатого венца конического колеса: Определим средний делительный диаметр шестерни : 2.4.3. Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
Определим окружную скорость V по формуле : .
- коэффициент динамической нагрузки определим по рекомендации [1] (см. приложение 5, стр.25). - коэффициент ширины зубчатого венца относительно нормального диаметра шестерни: - коэффициент концентрации нагрузки
- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса. Т.к. HB>350, то , согласно рекомендации [1]. Шестерня расположена симметрично относительно опор, следовательно, согласно рекомендации [1] (см. приложение 5, стр. 25), имеем .
Тогда .
Определим расчетное контактное напряжение : ;
.
2.4.4. Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу.
Эквивалентное число зубьев шестерни: . Примем .
Эквивалентное число зубьев колеса: , где .
. Примем .
Определим и из рекомендации [1] (см. приложение 9,10, стр.28).
; Напряжения по изгибу определяем по формуле , где .
Определим расчетные напряжения по изгибу для шестерни: Расчетное напряжение по изгибу для колеса: Из предыдущих расчетов и . Следовательно, и .
2.4.5. Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках.
Определим максимальное расчетное контактное напряжение , где , .
Следовательно, получим: .
Определим максимальное контактное напряжение исходя из условий обработки. При цементации имеем - условие выполняется.
Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу : ,
.
Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу . При имеем: .
- условие выполняется.
2.4.6. Определение геометрических размеров передачи.
Внешний делительный диаметр для шестерни: . Примем Внешний делительный диаметр для колеса: . Примем Внешнее конусное расстояние . Примем .
Среднее конусное расстояние . Примем Средний делительный диаметр шестерни: . Примем Средний делительный диаметр колеса: . Примем Внешняя высота головки зубьев: .
Внешняя высота ножки зубьев: .
Угол ножки зубьев: Из предыдущих расчетов , . Угол конуса вершины шестерни и колеса соответственно: ,
.
Угол конуса впадин шестерни, колеса соответственно:
,
.
Внешний диаметр вершин зубьев: . Примем . . Примем .
Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни и колеса, соответственно:
. Примем. . Примем .
2.5 Расчет планетарной передачи.
2.5.1. Определение габаритов передачи a-g.
Исходные данные для расчета: , , СТ=7.
Коэффициент нагрузки .
Коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра .
Так как , то определим делительный диаметр центрального колеса по формуле
Далее найдем - рабочую ширину зубчатого венца:
. Округляя, получим .
Найдем уточненный коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра . По значению.подбираем значение коэффициента неравномерности нагрузки.
Определим окружную скорость V по формуле: .
По значениюподбираем значение коэффициента динамической нагрузки. Уточненный коэффициент нагрузки.
2.5.2. Определение модуля зацепления.
Так как поверхность подвергалась химико-термической обработке - цементации, то минимально допустимое значение модуля зацепления . Коэффициент формы колеса примем равным, а за допускаемое изгибное напряжение примем меньшее из и : .
Так как , то определим модуль зацепления по формуле: По ГОСТ 9563-60 (см. табл.2 приложения) примем : .
Определим число зубьев центрального колеса "а": . Округляя, получим . Соответствующее ему значение .
2.5.3. Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений.
Так как , то число зубьев центрального колеса "а":.
Округляя, получим .
Число зубьев центрального колеса "b" определяем по формуле:.
Число зубьев сателлита "g":.
Уточненное значение передаточного числа планетарной передачи Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого определим по формуле: ; .
Уточненные значения других передаточных чисел:
,
.
2.5.4. Определение геометрических размеров передачи.
Межосевое расстояние .
Делительный диаметр центрального колеса "а" и его начальный диаметр: .
Делительный диаметр центрального колеса "b" и его начальный диаметр: Делительный диаметр сателлита "g" и его начальный диаметр: .
Диаметр вершин зубьев центрального колеса "а": Диаметр вершин зубьев сателлита "g": Диаметр вершин зубьев центрального колеса "b": Нормальные толщины зубьев: .
2.5.5. Определение ширины коронки центрального колеса "в".
Из предыдущих расчетов: , , , , , , , , , .
Коэффициент формы центрального колеса "в" найдем по формуле: .
Рабочая ширина венца зубчатого колеса из расчета на изгибную прочность: Коэффициент торцового перекрытия определим по формуле: .
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: .
Рабочая ширина венца зубчатого колеса из расчета на контактную прочность: .
Так как , то , округляя до целого .
2.5.6. Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
Из предыдущих расчетов: , , , , , , , , , .
Так как , то , , , .
Передаточное число .
Коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра . По значению.подбираем значение коэффициента неравномерности нагрузки.
Коэффициент нагрузки.
Коэффициент торцового перекрытия определим по формуле:
.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
.
Контактное напряжение:
2.5.7. Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу.
Из предыдущих расчетов: , , , , , ,, , .
Определим коэффициенты формы центрального колеса "а" и сателлита "g" и соответственно из рекомендации [1]:
,
.
Коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра . Зная , определим .
Коэффициент нагрузки Напряжения по изгибу на центральном колесе "а" определяем по формуле .
Напряжения по изгибу на сателлите "g" определяем по формуле .
.
и - условия выполняется.
3. Определение усилий в зацеплениях.
3.1. Расчет усилий в зацеплении конической передачи.
Условно принимаем, что равнодействующая сил, действующих по линии контакта зубьев конического колеса, приложена в среднем сечении зуба в полюсе зацепления. Полное усилие в зацеплении направлено по линии зацепления, как общей нормали к профилю. Разложим на составляющие -окружное усилие и силу .
Найдем радиальную и осевую составляющие в зацеплении конических колес.
3.2. Расчет усилий в зацеплении планетарной передачи.
Так как , получаем Тогда 4. Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода.
4.1. Предварительное определение диаметров валов и осей.
Определим диаметры валов из условия прочности по касательным напряжениям: , где - крутящий момент,
- коэффициент пустотелости,
- допускаемое напряжение кручения.
Для первого вала принимаем , .
Для второго вала принимаем , .
Для третьего вала принимаем , .
Скруглим значения диаметров до целых чисел, предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров валов: .
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
48
Размер файла
1 454 Кб
Теги
kursach
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа