Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования РФ

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Самарский Государственный Аэрокосмический Университет

имени академика С.П. Королева

Кафедра “ОКМ”

Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин:

“Проектирование главного редуктора вертолёта”

Выполнил: студент гр. 235

Долгов Е.С.

Проверил: Балякин В.Б.

Самара 2011



Реферат

Пояснительная записка к курсовой работе по проектированию зубчатых передач.

КОНИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА, КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ, КОНТАКТНОЕ НАПРЯЖЕНИЕ, НАПРЯЖЕНИЕ ИЗГИБА, КОЭФФИЦИЕНТ ЗАПАСА, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО, МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ.

В данной работе произведены расчёты двух передач: конической и планетарной, необходимых для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта. Определены их геометрические параметры.



Содержание

Введение

1. Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

1.2 Определение частот вращения валов редуктора

1.3 Определение числа сателлитов для планетарной ступени

1.4 Определение КПД ступеней и мощностей на валах

1.5 Определение крутящих моментов на валах

2. Расчёт зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки

2.1.1 Определение допускаемых контактных напряжений для зубчатой передачи

2.1.2 Определение допускаемых изгибных напряжений для зубчатой передачи

2.2 Расчёт конической передачи

2.2.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности

2.2.2 Определение модуля и числа зубьев

2.2.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.2.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу

2.2.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

2.2.6 Определение геометрических размеров передачи

2.3 Расчёт планетарной передачи

2.3.1 Определение габаритов передачи a-g

2.3.2 Определение модуля зацепления

2.3.3 Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений

2.3.4 Определение геометрических размеров передачи

2.3.5 Определение ширины коронки корончатого колеса «b»

2.3.6 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.3.7 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

3. Определение усилий в зацеплениях

3.1 Расчет усилий в зацеплении конической передачи

3.2 Расчет усилий в зацеплении планетарной передачи

4. Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода

4.1 Предварительное определение диаметров валов

5. Расчет параметров передач на ЭВМ

6. Расчет валов для компьютерного варианта

7. Выбор варианта редуктора

7.1 Определение объема редуктора, полученного аналитическим расчетом

7.2 Определение объема редуктора, полученного расчетом на ЭВМ

8. Предварительный выбор подшипников

Заключение

Список использованных источников



Введение

Для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму применяется редуктор, благодаря которому увеличивается крутящий момент и уменьшается частота оборотов.

Он обладает компактностью, надёжностью и долговечностью. Поэтому редукторы получили широкое распространение в машиностроении. Зубчатые передачи в редукторе обладают высоким КПД и могут передавать большие нагрузки.

В данной работе проектируются зубчатые передачи редуктора вертолёта. К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся надёжность и долговечность, удобство и простота обслуживания.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность и т.д.

Спроектировать главный редуктор вертолёта

Исходные данные:

F_T = 40 кН

F_H = 2 кН

n_вых = 200 мин^-1

P_вых = 160 кВт

n_вх = 2200 мин^-1

t_h = 2000 ч

l = 500 мм



Рисунок 1 - Кинематическая схема редуктора

Данные режима:

T₁ = T_H

T₂ = 0,87T_H

T₃ = 0,83T_H

n₁ = n_H

n₂ = 1,15n_H

n₃ = 1,20n_H

t_h1 = 0,55t_h

t_h2 = 0,25t_h

t_h3 = 0,2t_h

Рисунок 2 - График режима работы

Примечания:

1. За расчётную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно действующих нагрузок, при которой число циклов перемены напряжений N_n 510⁴

2. Коэффициент перегрузки k_g=1,15…1,30 , при этом число циклов перемены напряжений N_n 110⁴



1. Кинематический и энергетический расчёт редуктора

1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

Из задания имеем:

Согласно рекомендации [1] имеем:

В нашем случае принимаем:

Тогда передаточное отношение первой ступени:

Найдём передаточные отношения от центрального колеса “a” к сателлиту “g” и от сателлита “g”к корончатому колесу “b”:



1.2 Определение частот вращения валов редуктора

Частоту вращения определяем по формуле:

где S - номер вала, начиная со второго

Из исходных данных имеем:

Найдём частоту вращения планетарной ступени в её относительном движении:

1.3 Определение числа сателлитов для планетарной ступени

Согласно рекомендации [2] округляем полученное значение до ближайшего целого, причём



Таким образом, число сателлитов в планетарной передаче равно 3

1.4 Определение КПД ступеней и мощностей на валах

Т.к. передача авиационная, следовательно, требует повышенной надёжности и точности, работает с умеренными скоростями и повышенными нагрузками, то согласно рекомендации [1], стр. 23, принимаем для всех зубчатых колёс редуктора 7 степень точности.

Определим КПД планетарной ступени:

Мощность на валу определяется по формуле:

где мощность на последующем валу, кВт;

мощность на валу, кВт;КПД ступени.

Из задания известно, что:

Исходя из условия, определяем мощности на остальных валах:



1.5 Определение крутящих моментов на валах

Определение крутящих моментов на всех валах редуктора производится по формуле:

, где S - номер вала

Тогда:

Определяем крутящий момент на центральном колесе:

Где К_нер - коэффициент неравномерности. при отсутствии самоустанавливающегося элемента, при одном самоустанавливающемся элементе, при двух и более самоустанавливающихся элементах



Определяем крутящий момент на сателлите:



2. Расчёт зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки

Т. к. передача авиационная и, следовательно, требует обеспечения высокой надёжности и малых массо-габаритных характеристик, то для всех зубчатых колёс передачи выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой цементацией. Заготовка - штамповка. Механические свойства приведены в таблице №1.

Таблица 1 - Механические свойства стали

Марка стали	Вид термообработки	Механические характеристики
		Твёрдость зубьев	Предел прочности в , МПа	Предел текучести т , МПа
		На поверхности	В сердцевине
12Х2Н4А	цементация	HRC 58-63	HRC 35-40	1200	1000

2.1.1 Определение допускаемых контактных напряжений для зубчатой передачи

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле:

где _{H lim b} - базовый предел контактной выносливости, S_H - допускаемый коэффициент безопасности по контактной выносливости.



Термообработка, цементации на глубину 0,8 мм, 58,63 - твёрдость на поверхности, 58,60 - твёрдость сердцевины.

Выбираем коэффициент безопасности:

SH=1,2;…1,35;

S_H=1,3

K_Hl - коэффициент долговечности:

N_HO - базовое число циклов:

N_HO =1210⁷

N_HE - расчётное число циклов при переменном режиме:

Считаем допускаемые контактные напряжения для I-ой ступени:

Принимаем :

Считаем допускаемые контактные напряжения для II-ой ступени:

Принимаем :

Считаем допускаемые контактные напряжения для центрального колеса:

Принимаем :

Считаем допускаемые контактные напряжения для сателлита:

Считаем допускаемые контактные напряжения для короны:

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее значение из всех полученных:

2.1.2 Определение допускаемых изгибных напряжений для зубчатой передачи

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле:

Где _{F lim b} - базовый предел выносливости по изгибу (см. рекомендация [1], приложение 8, стр. 28).

S_F - допускаемый коэффициент безопасности по изгибу. Согласно рекомендации [1], принимаем:

K_Fl - коэффициент долговечности:

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубья:

При HB>350 m_F принимаем равным 9:

m_F=9

N_FO - базовое число циклов перемены напряжений при расчёте на изгиб. Принимаем:

N_FE - расчётное число циклов перемены напряжений при расчёте на изгиб.



Считаем допускаемые изгибные напряжения для I-ой ступени:

Принимаем :

Считаем допускаемые изгибные напряжения для II-ой ступени:

Принимаем :

Считаем допускаемые изгибные напряжения для центрального колеса:

Принимаем :

Считаем допускаемые изгибные напряжения для сателлита:

Принимаем :

Считаем допускаемые изгибные напряжения для короны:

Принимаем :

В качестве расчетного допускаемого изгибного напряжения принимаем меньшее значение из всех полученных:

редуктор подшипник конический передача

2.2 Расчёт конической передачи

Из предыдущих расчётов:

2.2.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности

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

2.2.2 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 :

2.2.3 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 коэффициент нагрузки:

Определим расчетное контактное напряжение :

Из последнего уравнения видно, что контактные напряжения в зубьях находятся в допускаемых пределах, следовательно условие прочности выполняется

2.2.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу

Эквивалентное число зубьев шестерни 1:

; примем

Эквивалентное число зубьев колеса 2:

, где



; примем Определим и из рекомендации [1] (см. приложение 9, стр.28) для : для : Определим расчетные напряжения по изгибу для шестерни 1:

Расчетное напряжение по изгибу для колеса 2:

Из предыдущих расчетов и

условие прочности на усталость по изгибу для шестерни 1 выполняется условие прочности на усталость по изгибу для колеса 2 выполняется

2.2.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

Определим максимальное расчетное контактное напряжение при перегрузках :

, где ,

Следовательно, получим: .

Определим максимальное контактное напряжение исходя из условий обработки. При цементации имеем условие прочности по контактным напряжениям при перегрузках выполняется Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу при перегрузках :

,

Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу . При имеем: . условие прочности по напряжениям изгиба при перегрузках выполняется

2.2.6 Определение геометрических размеров передачи

Определим половину угла начального конуса шестерни 1:

Определим половину угла начального конуса колеса 2:

Определим делительный диаметр на внешнем торце шестерни 1:

мм



Определим делительный диаметр на внешнем торце колеса 2:

мм

Тогда внешнее конусное расстояние будет равно:

мм

Среднее конусное расстояние будет равно:

мм

Определим делительный диаметр в среднем сечении шестерни 1:

мм

Определим делительный диаметр в среднем сечении колеса 2:

мм

Внешняя высота головки зуба будет равна:

мм

Внешняя высота ножки зуба будет равна:

мм

Угол ножки зуба будет равен:

Определим углы конуса вершин шестерни 1 и колеса 2:

Определим углы конуса впадин шестерни 1 и колеса 2:

Определим диаметр вершин зубьев шестерни 1 и колеса 2:

мм

мм

Определим расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев:

мм

2.3 Расчёт планетарной передачи

Из предыдущих расчётов:

, СТ=7

2.3.1 Определение габаритов передачи a-g

Согласно [2] принимаем:

Коэффициент нагрузки

Коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра:

Т.к , то определим делительный диаметр центрального колеса а, по формуле:

Далее найдем - рабочую ширину зубчатого венца:

Округляя до целого, получим

Найдем коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни:

По значению подбираем значение коэффициента неравномерности нагрузки:



Определим окружную скорость V по формуле:

Согласно рекомендации [2], стр. 12 по значению и СТ=7 подбираем значение коэффициента динамической нагрузки:

Определим уточненный коэффициент нагрузки:

2.3.2 Определение модуля зацепления

Так как поверхность подвергалась химико-термической обработке - цементации, то минимально допустимое значение модуля зацепления:

Коэффициент формы зуба примем равным

А за допускаемое напряжение изгиба зубьев 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

Из таблицы стр. 13 рекомендации [2] находим коэффициент формы зуба:

Значение , значит окончательно принимаем:

z₁ = 31

m = 4 мм

2.3.3 Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений

Так как , то число зубьев центрального колеса «а»:

Округляя, получим

Число зубьев корончатого колеса «b» определяем по формуле:

Число зубьев сателлита «g» определим по формуле:

- нецелое число, значит возвращаемся к определению числа зубьев центрального колеса «а»:



Округляя, получим

Число зубьев корончатого колеса «b» определяем по формуле:

Число зубьев сателлита «g» определим по формуле:

- целое число

Принимаем Уточненное значение передаточного числа планетарной передачи:

Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого определим по формуле:

;

Уточненные значения передаточного отношения от центрального колеса “a” к сателлиту “g” и от сателлита “g”к корончатому колесу “b” определим по формулам:



80

2.3.4 Определение геометрических размеров передачи

Межосевое расстояние определим по формуле:

Делительный диаметр центрального колеса «а» и его начальный диаметр:

Делительный диаметр корончатого колеса «b» и его начальный диаметр:

Делительный диаметр сателлита «g» и его начальный диаметр:

Диаметр вершин зубьев центрального колеса «а»:

Диаметр вершин зубьев корончатого колеса «b»:



Диаметр вершин зубьев сателлита «g»:

Найдём нормальные толщины зубьев зубчатых колес “a”, “g”, “b”:

2.3.5 Определение ширины коронки корончатого колеса «b»

Коэффициент формы корончатого колеса «b» 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 получим

2.3.6 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Так как , то:

Определим передаточное число:

Коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра определим по формуле:



По значению подбираем значение коэффициента неравномерности нагрузки:

Коэффициент нагрузки определим по формуле:

Коэффициент торцового перекрытия определим по формуле:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Контактное напряжение определим по формуле:

Т.к , значит расчет закончен

2.3.7 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

Определим коэффициенты формы центрального колеса «а» и сателлита «g» и соответственно из рекомендации [2]:

Коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра определим по формуле:

Зная , определим

Коэффициент нагрузки определим по формуле:

Напряжения по изгибу на центральном колесе «а» определяем по формуле :

Напряжения по изгибу на сателлите «g» определяем по формуле:

Т.к , то принимаем

Т.к , то принимаем

Напряжения по изгибу на сателлите «g»:



Итак, ,

,

Сравним фактические и допускаемые напряжения изгиба:

,

Следовательно, условие прочности выполняется



3. Определение усилий в зацеплениях

3.1 Расчет усилий в зацеплении конической передачи

Изобразим коническую передачу, а также усилия, возникающие в зацеплении:

Риусок 3 - Усилия в зацеплении конической передачи

Разложим силу на составляющие: окружную и радиальную

Найдём составляющие :



3.2 Расчет усилий в зацеплении планетарной передачи

Изобразим планетарную передачу, а также усилия, возникающие в зацеплении:

Рисунок 4 - Усилия в зацеплении планетарной цилиндрической передачи

Найдём усилия в зацеплении планетарной передачи:



4. Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода

4.1 Предварительное определение диаметров валов

Диаметры валов определяем по формуле:

, где

. Принимаем

- коэффициент пустотелости

= 0,55…0,8

Принимаем = 0,57

Найдём предварительные диаметры валов I, II, III :

Принимаем стандартное значение диаметра:

Принимаем стандартное значение диаметра:



Принимаем стандартное значение диаметра:





6. Расчет валов для компьютерного варианта

Найдём диаметры валов I, II, III :

Принимаем стандартное значение диаметра:

Принимаем стандартное значение диаметра:

Принимаем стандартное значение диаметра:



7. Выбор варианта редуктора

7.1 Определение объема редуктора, полученного аналитическим расчетом

С помощью пакета Компас-3D рассчитаем получившиеся объемы

7.2 Определение объема редуктора, полученного расчетом на ЭВМ

С помощью пакета Компас-3D рассчитаем получившиеся объемы

Таким образом: получили, что вариант с расчетом на ЭВМ имеет меньший объем, а значит - он же и будет легче.



8. Предварительный подбор подшипников

Для входного вала подбираем:

Шариковый подшипник № 176309.

Из справочника находим, что:

Роликовый подшипник № 42209.

Из справочника находим, что:

Для среднего вала подбираем:

Шариковый подшипник № 176311.

Из справочника находим, что:

Роликовый подшипник № 2211.

Из справочника находим, что:

Для выходного вала подбираем:

Роликовый подшипник № 7217.

Из справочника находим, что:

Техническое предложение

Спроектированный нами редуктор представим в виде технического предложения с обозначениями основным размеров редуктора и предварительным выбором подшипников.

Заключение

В данной работе произведён расчёт цилиндрической и планетарной зубчатых передач редуктора вертолёта. Выбран материал для зубчатых колёс и определены допускаемые напряжения. Определены геометрические параметры зубчатых передач. Выполнены кинематический и энергетический расчёты редуктора. Проведена проверка прочности зубчатых передач по контактным и изгибным напряжениям. Проведен подбор подшипников, проектировочный расчет валов.



Список использованных источников

1. Силаев Б.М.” Расчет и конструирование деталей авиационных механических передач» Учебно-справочное пособие; СГАУ, 2001.-150с.

2. Авиационные зубчатые передачи и редукторы: Справочник / Под ред. Э.Б. Вулгакова. М. Машиностроение, 1981. 374с.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. Л.:Машиностроение. 1984. 400с.

4. Подшипники качения: Справочник-каталог / Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. М.: Машиностроение, 1984. 280с.

5. Оси, валы и опоры качения:: Учебное пособие / А.М. Циприн, М.И. Курушин, Е.П. Жильников; Куйбышев. авиац. ин-т. Куйбышев, 1986. 71с.

Размещено на Allbest.ru