дет маш / 1_7 / 1-07 2 ст общ ПЗ (Быковский)

Реферат

Курсовой проект.

Пояснительная записка: стр. , рис. , источников 5. Графическая документация: листа А1.

Редуктор, подшипник, гайка, болт, вал, корпус, зубчатое колесо.

Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на вал потребителя. Обоснована целесообразность использования зубчатых колёс.

Содержание

стр.

ВВЕДЕНИЕ

1.Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

1.2Определение частот вращения валов редуктора

1.3Определение к.п.д. ступеней и мощностей на валах

1.4Определение крутящих моментов на валах

2 Расчет зубчатых передач редуктора

2.1Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки

2.2Определение допускаемых напряжений

2.3Определение допускаемых напряжений изгиба

2.4Расчет быстроходной цилиндрической передачи

2.4.1Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности

2.4.2Определение модуля и числа зубьев

2.4.3Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.4.4Расчет передачи на усталость по изгибу

2.4.4Расчет передачи на усталость по изгибу

2.4.5Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

2.4.6Определение геометрических размеров передачи

2.5Расчет тихоходной цилиндрической передачи

2.5.1Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности

2.5.2Определение модуля и числа зубьев

2.5.3Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.5.4Расчет передачи на усталость по изгибу

2.5.4Расчет передачи на усталость по изгибу

2.5.5Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

2.5.6Определение геометрических размеров передачи

3 Определение усилий в зацеплении

3.1Расчет усилий в зацеплении быстроходной цилиндрической прямозубой передачи

3.2Расчет усилий в зацеплении тихоходной цилиндрической прямозубой передачи

4 Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей

иузлов привода

4.1Предварительное определение диаметров валов

Введение

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

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

Зубчатые передачи в современной промышленности имеют большое значение. Благодаря высокому КПД они широко применяются в технике. В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта. Расчет осуществляется в трёх вариантах. Это необходимо для выбора оптимального подбора зубчатых колёс.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и, поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

1.Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1Определение общего передаточного отношения и распределение его по

ступеням

Согласно заданию имеем частоту вращения валов:

nI = nвх = 750 мин-1 nIII = nвых = 100 мин-1

где nвх – частота вращения входного вала, nвых – частота вращения несущего винта. Общее передаточное число привода:

где Uред – передаточное число редуктора. Передаточное отношение редуктора

Uред = U1 U2 ,

где U1– передаточное число первой ступени, U2 – передаточное число второй ступени.

Для рациональной разбивки передаточных отношений двухступенчатого редуктора используем следующую зависимость

U1 =1,2 Uред =1,2 7,5 =3,286

Передаточное число цилиндрической (второй) ступени:

1.2 Определение частот вращения валов редуктора

Определяем частоту вращения промежуточного вала исходя из передаточного отношения:

n3 = nвых =100мин−1

1.3 Определение к.п.д. ступеней и мощностей 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. Принимаем КПД для цилиндрической передачи первой ступени η1= 0,98 для цилиндрической передачи второй ступени η2= 0,98.

Мощностьнавалахопределяетсяпоформуле:

Pn = Pn−1 ηn

где Pn – мощность на валу,

Pn-1 – мощность на предыдущем валу, кВт, ηn – КПД ступени

Согласно исходным данным PIII = Pвых = 5,0 кВт, определяем мощности на остальных валах:

PII = PIII = 5,0 =5,10кВт; η2 0,98

PI = PII = 5,10 =5,21кВт; η1 0,98

По полученным данным по рекомендации [2] выбираем асинхронных трехфазный двигатель 4А132М8У3, мощностью Рдв = 5,5 кВт, диаметр вала dдв = 38 мм.

1.4 Определение крутящих моментов на валах

Крутящие моменты на валах определяются по следующей формуле:

TS = 9.55 106 PS nS

крутящий момент на валу I:

крутящий момент на валу II:

2 Расчет зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки

Для всех зубчатых колес редуктора выбираем легированную конструкционную сталь 40Х с химико-термической обработкой – объемная закалка, заготовка – штамповка. Механические свойства приведены в таблице:

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:

[σН]j = σH lim bj KHLj , SHj

где j – номер зубчатого колеса,

σH lim b – базовый предел выносливости. Согласно рекомендации [1]:

σH lim b =18 HRC +150 =18 50 +150 =1050МПа

где:

SHj - коэффициент безопасности, т.к. заготовка – штамповка, то согласно рекомендации [1] имеем:

- коэффициент долговечности, определяется по формуле:

KHLj = 6 NHOj ,

NHEj

NHO =30 НВ2,4 =30 4772,4 =8,05 107 ,

NHЕj - расчетное число циклов при переменном режиме, определяется по формуле:

NHЕ j = 60 Cj n j th ,

где C j - число зацеплений каждого колеса за 1 оборот, j – номер режима, тогда: С1 = С2 = С3 = С4 = 1

для колеса z1:

NHЕ1 = 60 1 750 30000 =1,35 109

для колес z2 и z3:

NHЕ2 = NHЕ3 = 60 1 228,2 30000 = 4,1079 108

для колеса z4:

NHЕ4 =60 1 100 30000 =1,8 108

Определим коэффициент долговечности по формуле:

KHL4 =1.

Определим допускаемые контактные напряжения по формуле:

В качестве расчетного значения [σН ] выбираем меньшее из полученных: [σН ]1= 954,5 МПа - для быстроходной цилиндрической передачи, [σН ]3= 954,5 МПа - для тихоходной цилиндрической передачи.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для зубчатых колёс определим по формуле

[σF ]j = σFlim b KFLj KFcj , где

SF

σFlim b - базовый предел выносливости по изгибу.

SFj - коэффициент безопасности.

KHLj - коэффициент долговечности,

KFLj = 9 NFOj , где NFOj - базовое число циклов перемены напряжений.

NFEj

NFEj - расчётное число циклов при переменном режиме.

Согласно рекомендации [1] определяем σFlim b и SF :

σFlim b = 550МПа ,

SF =1,7 ÷2,2 , принимаем SF = 2,0

Базовое число циклов NHOj = 4 106 .

Расчетное число циклов перемены напряжений определим по формуле:

NFЕ j = 60 Cj n j th ,

для колеса z1:

NFЕ1 =60 1 750 30000 =1,35 109

для колес z2 и z3:

NFЕ2 = NFЕ3 =60 1 228,2 30000 = 4,1079 108

для колеса z4:

NFЕ4 =60 1 100 30000 =1,8 108

так как НВ>350, то mF = 9 , тогда получим,

Так как NFE1 , NFE 2 , NFE3 , NFE 4 > NFO , то KFL1 = KFL2 = KFL3 = KFL4 =1.

Поскольку зуб работает одной стороной, то KFC1 = KFC 2 = KFC3 = KFC 4 =1. Определяем [σF ]j :