
- •Реферат
- •Задание на курсовой проект по «Деталям машин»
- •Исходные данные.
- •Содержание
- •Перечень условных обозначений
- •Введение
- •2.3. Определение допускаемых напряжений изгиба
- •4.4. Проверочный расчет передачи на контактную и изгибную прочность
- •5. Оценка диаметров валов
- •Определение сил в первой ступени:
- •8.2 Расчет подшипников, установленных на промежуточном валу.
- •8.3 Расчет подшипников, установленных на выходном валу
- •9. Расчет валов на прочность
- •9.1 Расчет на прочность входного вала
- •Для вала шестерни, изготовленного из стали 12х2н4а:
- •9.2 Расчет на прочность промежуточного вала
- •Для вала шестерни, изготовленного из стали 12х2н4а:
- •9.3 Расчет на прочность выходного вала
- •Для вала шестерни, изготовленного из стали 12х2н4а:
- •12.Система смазки
- •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, надежностью и долговечностью. Поэтому редукторы получили широкое распространение в машиностроении. Зубчатые передачи в редукторе обладают высоким КПД и могут передавать высокие нагрузки.
В данной работе проектируется редуктор главный вертолета. К основным требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся надежность и долговечность, удобство и простота обслуживания.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность , надежность, устойчивость, износостойкость, жесткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.
1. Кинематический и энергетический расчет редуктора
1.1. Определение общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням
Определим
общее передаточное отношение редуктора:
.
Примем
передаточное отношение для первой
ступени равным:
, тогда передаточное отношение второй
ступени будет равно:
.
1.2. Определение частоты вращения валов
Частота
вращения второго вала:.
Частота
вращения третьего вала:.
1.3. Назначение КПД передач
Примем КПД цилиндрических передач равными
1= 2 =0,99.
1.4. Определение мощности на валах
;
1.5. Определение крутящих моментов на валах
Крутящие моменты на валах:
;
;
.
2. Определение допускаемых контактных и изгибных
напряжений
2.1. Выбор материала зубчатых колес
Выбираем материал сталь 12Х2Н4А, имеющую следующие механические характеристики (таблица 3 /1/): вид термообработки - цементация;
твердость зубьев на поверхности - HRC = 60:
твердость зубьев в сердцевине - HRC = 38.
2.2. Определение допускаемых контактных напряжений
Расчет проводим согласно схеме на рис.2 /1/.
H lim b = 23HRCповер = 2360 = 1380 МПа (таблица 5 /1/, при термообработке - цементация и HRCповер = 60); С = 1 – число зацеплений колеса за 1 оборот
NHO = 12107 (при HRCповер = 60);
КНЕ = 1 (таблица 4 /1/, при режиме работы 0).
Рассчитаем первое колесо:
NHЕ = 60n1CthКНЕ = 601650112501= 1,24108;
КHL = 1 (т.к. NHЕ > NHO);
SH = 1,2 (т.к. цементация - поверхностное упрочнение);
МПа
Рассчитаем второе колесо:
NHЕ = 60n2Cth КНЕ = 60500112501= 3,75107;
КHL
=
(т.к. NHЕ
<
NHO);
SH = 1,2 (т.к. цементация - поверхностное упрочнение);
Мпа
Рассчитаем третье колесо:
NHЕ = 60n2Cth КНЕ = 60500112501= 3,75107;
КHL
=
(т.к. NHЕ
<
NHO);
SH = 1,2 (т.к. цементация - поверхностное упрочнение);
Мпа
Рассчитаем четвёртое колесо:
NHЕ = 60n3Cth КНЕ = 60220112501= 1,65107;
КHL
=
(т.к. NHЕ
<
NHO);
SH = 1,2 (т.к. цементация - поверхностное упрочнение);
Мпа
2.3. Определение допускаемых напряжений изгиба
Расчет проводим согласно схеме на рис.5 /1/.
F lim b = 800 МПа (таблица 6 /1/, т.к. сталь легированная и термообработка - цементация);
mF = 6;
КFЕ = 1 (таблица 4 /1/, при режиме работы 0 и термообработке - цементация).
Рассчитаем первое колесо:
NFЕ = 60n1Cth КFЕ = 601650112501= 124106;
КFL = 1 (т.к. NFЕ > 4106);
КFC = 1 (т.к. нагружение нереверсивное);
SF = 1,7 (таблица 7 /1/, при термообработке - цементация);
Рассчитаем второе колесо:
NFЕ = 60n2Cth КFЕ = 60500112501= 37,5106;
КFL = 1 (т.к. NFЕ > 4106);
КFC = 1 (т.к. нагружение нереверсивное);
SF = 1,7 (таблица 7 /1/, при термообработке - цементация);
Рассчитаем третье колесо:
NFЕ = 60n2Cth КFЕ = 60500112501= 37,5106;
КFL = 1 (т.к. NFЕ > 4106);
КFC = 1 (т.к. нагружение нереверсивное);
SF = 1,7 (таблица 7 /1/, при термообработке - цементация);
МПа
Рассчитаем четвёртое колесо:
NFЕ = 60n3Cth КFЕ = 60220112501= 16,5106;
КFL = 1 (т.к. NFЕ > 4106);
КFC = 0,8 (т.к. нагружение реверсивное );
SF = 1,7 (таблица 7 /1/, при термообработке - цементация);
МПа
3. Проектирование первой цилиндрической передачи
3.1. Определение основных габаритов передачи
Расчет проводим согласно схеме на рис.6 /1/ для цилиндрической передачи :
K’ = 1,4;
Кa = 49,5 (т.к. принимаю = 0).
Принимаю ba = 0,26.
Допускаемое
напряжение для передачи
=
1150 МПа.
;
bW =baaW = 0,25210 = 52,5 мм; Принимаю bW = 54 мм ;
;
;
КV = 1,15 (из табл.9/1/ )
K = 1,09
K = KV K = 1,251,09 = 1,3625 K’
3.2. Определение модуля и чисел зубьев
mmin = 2,5 ZV = 20 X1 = 0
Y
= 1
YF
= 4,08
Допускаемое
напряжение для передачи
=
471 МПа.
мм;
Принимаем стандартное значение модуля: m = 3 мм
Z
=
Z2 = Z - Z1= 140 - 33 = 107
3.3. Определение геометрических параметров передачи
t = = 20
мм
Примем: aW = a = 210 мм.
tw = 20
X1 = X2 = 0
y = 0
y = 0;
d1 = mz1/cos = 333 =99 мм
d2 = mz2/cos = 3107 = 321 мм
db1 = d1cos t = 99cos 20 = 93 мм
db2 = d2cos t = 321cos 20 = 302 мм
da1 = d1 + 2(1+X1 - y)m = 99 + 23 = 105 мм
da2 = d2 + 2(1+X2 - y)m = 302 + 23 = 308 мм
dw1 = 2aw /(U1-2+1) = 2210/(3,24+1) = 99 мм
dw2 = 2aw U1-2/(U1-2+1) = 22103,24/(3,24+1) = 321 мм
Коэффициент торцевого перекрытия для передачи 1-2 :
;
3.4. Проверочный расчет передачи на контактную и изгибную прочность
Проведем проверочный расчет на контактную прочность в передаче 1-2.
K = 1,09
KV = 1,25
K=KVK = 1,251,09 = 1,3625
ZM
=
275
Z = 1
Мпа
Проведем проверочный расчет шестерни на изгибную прочность :
Y = 1
Y = 1
МПа
Проведем проверочный расчет колеса на изгибную прочность :
Мпа
<
4. Проектирование второй цилиндрической передачи
4.1. Определение основных габаритов передачи
Расчет проводим согласно схеме на рис.6 /1/ для цилиндрической передачи :
K’ = 1,4;
Кa = 49,5 (т.к. принимаю = 0).
Принимаю ba = 0,25.
Допускаемое
напряжение для передачи
=
1380 МПа.
;
bW
=
= 75 мм;
;
;
КV = 1,15 (из табл.9/1/ )
K = 1,16
K = KV K = 1,151,16 = 1,334 K’
4.2. Определение модуля и чисел зубьев
mmin = 2,5 ZV = 20 X1 = 0
Y
= 1
YF
= 4,08
Допускаемое
напряжение для передачи
=
471 МПа.
мм;
Принимаем стандартное значение модуля: m = 6
Z
=
Z4 = Z - Z3= 70 - 21 = 49
4.3. Определение геометрических параметров передачи
t = = 20
мм
Примем: aW = a = 210 мм.
tw = 20
X1 = X2 = 0
y = 0
y = 0;
d3 = mz3/cos = 621 =126 мм
d4 = mz4/cos = 649 = 294 мм
db3 = d3cos t = 126cos 20 = 118 мм
db4 = d4cos t = 294cos 20 = 276 мм
da3 = d3 + 2(1+X1 - y)m = 126 + 26 = 138 мм
da4 = d4 + 2(1+X2 - y)m = 294 + 26 = 306 мм
dw3 = 2aw /(U3-4+1) = 2210/(2,33+1) = 126 мм
dw4 = 2aw U3-4/(U3-4+1) = 22102,33/(2,33+1) = 294 мм
Коэффициент торцевого перекрытия для передачи 1-2 :
;