Техническое задание №19

Вариант № 2

Рисунок 1 – Схема редуктора

Параметры

Р_вых=175кВт

n_вых=2500 мин^-1

U_p=5.5

t_hN=0.031ч

G_T=0.38 кН

а=85мм

Рисунок 2 – Режимы работы

Примечание:

1. За расчетную нагрузку принимается максимальное из длительно действующих нагрузок, при которой число циклов переменно.

2. Коэффициент перегрузки K_g = 1,25

Реферат

Домашнее задание.

Пояснительная записка: страниц, 2 рисунка, источников.

Графическая документация: 1 лист А1, 1 лист .

ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ, НАПРЯЖЕНИЯ ИЗГИБА, БАЗОВОЕ ЧИСЛО ЦИКЛОВ, КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ.

В данной работе произведены проектировочный и проверочный расчеты основных элементов зубчатых передач.

Содержание

1. Кинематический и энергетический расчеты редуктора

1.1 общее передаточное отношение и

распределение его по ступеням

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КПД СТУПЕНЕЙ И МОЩНОСТИ НА ВАЛАХ

1.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

1. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ОБОСНОВАНИЕ

ТЕРМИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ

2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ИЗГИБА

2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ

ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ ИЗ УСЛОВИЯ ПРОЧНОСТИ

1. Определение модуля и числа зубьев

2.5. Определение геометрических размеров передачи

6. Проверочный расчет передачи на контактную прочность

7. Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

3.Обоснование конструкции и определение

размеров основных деталей и узлов привода

3.1. Предварительное определение диаметров валов

1. Кинематический и энергетический расчеты редуктора

1. общее передаточное отношение и

3. распределение его по ступеням

Из задания имеем n_вых = 2500 мин^–1.

Общее передаточное отношение редуктора:

Передаточные числа ступеней в относительном движении

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Частота вращения приводного вала

Частоты вращения зубчатых колес в относительном движении(при остановленном водиле)

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КПД СТУПЕНЕЙ И МОЩНОСТИ НА ВАЛАХ

Принимаю степень точности зубчатых колес 6, КПД зацеплений , КПД подшипников качения .

КПД редуктора

Мощность на входе в редуктор

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

Крутящий моменты на валах:

Нулевое приближение числа зубьев солнечного колеса z₁₀=17

Число сателлитов

Крутящий момент в зацеплении 1-2

где К_нер=1,15 - коэффициент неравномерности распределниия усилий по сателлитам

Крутящий момент в зацеплении 2-3

Крутящий момент на наружнем (коронном колесе)

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

1. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ОБОСНОВАНИЕ ТЕРМИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ

Так как передача авиационная, она требует повышенной надежности и обеспечения малых массогабаритных характеристик , то для всех зубчатых колес привода выбираю высокопрочную конструкционную легированную сталь 12Х2Н4А.

Марка стали	Вид термообра- ботки	Механические характеристика
		твердость зубьев		предел прочности σб , МПа	предел текучести σт , Мпа
		на поверхности	в сердцевине
Заготовка – штамповка
12Х2Н4А	цементация	НRC 58- 63	НRC 35-40	1200	1000

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Допускаемые напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле :

где j –номер зубчатого колеса

σ_{H lim b 1,2,3,4} –базовый предел контактной выносливости.

Так как материал цементуемая сталь , то HRC = 60,5 , тогда:

σ_{H lim b 1,2,3,4} = 23∙HRC = 23∙60,5 = 1391,5 МПа.

S_Hj – коэффициент безопасности

K_HLj – коэффициент долговечности:

N_HOj – базовое число циклов переменны напряжений , так как HRC > 56 , то

N_HO1,2,3, =12∙10⁷

N_HEj – расчетное число циклов переменных напряжений при переменном режиме :

С_j – число зацепления зуба при одном обороте колеса

С₁ = С₃ =4 С₂=1

Допускаемые напряжения тогда равны:

В качестве расчетного для пары зубчатых колес выбираем меньшее из двух полученных, т.к. они равны, то:

2.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ИЗГИБА

Допускаемые напряжения при изгибе определяются по формуле :

где – базовый предел выносливости по изгибу. Так как сталь легированная цементуемая .

S_Fj – коэффициент безопасности. Принимаю .

N_Foj – базовое число циклов переменны напряжений : N_FO1,2,3 = 4∙10⁶.

Найдем расчетное число циклов переменны напряжений при переменном режиме:

так как HB> 350 , то m_F = 9

C_j – число зацепления зуба при одном обороте колеса : C₁ = C₃ =4 C₂=1

K_FCj – коэффициент зуба , работающий одной стороной : K_FC1,3= 1, К_FC2=0.8.

Коэффициент долговечности:

Допускаемые напряжения тогда равны:

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ ИЗ УСЛОВИЯ ПРОЧНОСТИ

коэффициент ширины колеса.

Межосевое расстояние из расчета на долговечность по вакрашиванию

Контактная ширина зубчатого венца в зацеплении солнечное колесо-сателлит

;

Принимаем значение

Ширина зубчатого венца сателлита b_w2=16 мм

Ширина зубчатого венца солнечного колеса b_w1=b_w2+1=17 мм

1. Определение модуля и числа зубьев

Модуль зацепления из расчета на изломную усталость:

.

где Y_F =2,8 - коэффициент формы зуба.

.

Округляем до ближайшего целого значения по ГОСТ m₁₂ =2 мм.

Определяем число зубьев z₁:

;

Определяем число зубьев зубчатого колеса z₃ по формуле:

;

Условие сборки:

Уточненное значение(по числу зубьев) передаточного числа планетарной ступени редуктора:

Погрешность вычисления:

Уточненное значение передаточных чисел(по числу зубьев) ступеней в относительном движении (при остановленном водиле).

Из условия соосности:

Ширина коронного венца из условия долговечности по выкрашиванию

Делительное межосевое расстояние солнечное колесо-сателлит

Делительное межосевое расстояние сателлит-коронное колесо

2.5. Определение геометрических размеров передачи

Делительное межосевое расстояние определяем по формуле:

Делительные диаметры

;

Основные диаметры:

Начальные диаметры

Диаметры впадин зубьев

Диаметры вершин зубьев

Диаметры впадин зубьев

Коэффициент торцевого перекрытия

Углы давления в вершинах зубьев

Толщины зубьев по делительной окружности

Толщины зубьев по наружнему диаметру

Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Коэффициент нагрузки К_II определяется по формуле:

,

где – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса

= f (, расположение колеса).

– коэффициент динамической нагрузки, зависящий:

= f (V, степень точности).

К_=1

Коэффициент ширины зубчатого венца

.

Окружная скорость:

.

Тогда коэффициент нагрузки К, будет равен:

.

Расчетное контактное напряжение будет равно:

Запас контактной прочности

2.7. Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

–коэффициент, учитывающий наклон зубьев. Этот коэффициент принимаем равным , так как .

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. равен Для прямозубых зубчатых колес он равен: .

.

Расчетное напряжение изгиба

Коэффициенты запаса изломной прочности

3.Обоснование конструкции и определение

размеров основных деталей и узлов привода

3.1. Предварительное определение диаметров валов

Диаметры валов рассчитываются по формуле:

,

где s – номер вала;

T_S – крутящий момент;

– допускаемое напряжение кручения , МПа (принимаем

80 МПа);

= 0.50,8 – коэффициент пустотелости (принимаем β = 0,65).

Определяем диаметр I вала по формуле:

Принимаем значение d_I = 45 мм.

Определяем диаметр II вала по формуле:

Принимаем значение d_II = 54 мм.

Определяем диаметр III вала редуктора по формуле:

Принимаем значение d_Ш = 75 мм.

15