Архив2 / курсач docx283 / Kursach_det_mash

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 редуктора общего назначения

Вариант № 9-5

Выполнил студент группы № 4304 КелейноваЕ.В.

Руководитель проекта Суслин А.В.

Самара 2012

Техническое задание № 1, вариант № 1

Спроектировать и рассчитать цилиндрический редуктор.

Кинематическая схема редуктора.

Рисунок 1 – Кинематическая схема механизма.

Мощность на выходном валу Р_вых = 5 кВт

Частота вращения выходного вала n_вых =360 об/мин

Расчетная долговечность t_h = 7000ч

Привод работает с легкими толчками

Привод изготавливается в индивидуальном порядке. Завод-изготовитель имеет широкие возможности для штамповки, ковки, литья (стального и чугунного) и различных видов термической и термохимической обработки.

Питание электромотора от сети трехфазного тока напряжением 220/380В.

РЕФЕРАТ.

Курсовой проект

Пояснительная записка: стр. , рис. , источников 5. Графическая документация: 3 листа А1

РЕДУКТОР, ПОДШИПНИК, ГАЙКА, БОЛТ, ВАЛ, КОРПУС, ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО, ПРОЧНОСТЬ, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО.

Рассчитан на заданную мощность двухступенчатый редуктор. Проведены расчеты на прочность зубчатых колес, шпоночных соединений. Рассчитаны на долговечность подшипников качения. Спроектирован редуктор.

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

1. Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1 Расчет мощности на валах

1.2 Подбор электродвигателя

1.3 Определение общего передаточного отношения

1.4. Определение частоты вращения на валах

1.5 Определение крутящих моментов на валах

2. Расчет зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.4 Расчет быстроходной цилиндрической передачи 1 ступени.

2.4.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи.

2.4.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.4.3 Расчет передачи на усталость по изгибу

2.4.4 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

2.5 Расчет тихоходной цилиндрической передачи 2 ступени

2.5.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи

2.5.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.5.3 Расчет передачи на усталость по изгибу

2.5.4 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках.

3 Определение диаметра валов и подбор подшипников качения

Заключение.

5. Список использованной литературы

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

1.1 Подбор электродвигателя

Мощность на входном валу:

Р₁ = Р_вх = =

где 𝛈_пр – КПД редуктора;

Общее КПД редуктора:

𝛈_пр = · ·=0,95·0,97²·0,99⁴·0,98=0,895.

где – КПД цилиндрической передачи.

– КПД конической передачи.

Принимаем = 0,97; = 0,95; = 0,99;=0,98

Мощность двигателя подбирается исходя из условий:

P_эл.дв ≥ Р_вх

Р₄=Р_вых

Р₃===5,21

Р₂===5,43

1.2 Подбор электродвигателя

Р₁= Р_вх

P_эл.дв =7,5 кВт

_эл.дв =2900 об/мин

d₁=32 мм = d_эл.дв

Тип двигателя: 4А112М2У3

1.3 Определение общего передаточного отношения

Согласно заданию имеем частоту вращения валов:

n_вх = n_эл.дв = n₁=2900 мин^-1

n_вых= n₄ = 360 мин^-1 ,

где n_вх – частота вращения входного вала,

n_вых – частота вращения несущего винта.

Общее передаточное число привода:

U_пр = = = 8,056

где U_пр – передаточное число привода.

Передаточное отношение редуктора

_Uпр= U₁ ·U₂ · U₃

где U₁– передаточное число первой ступени,

U₂ – передаточное число второй ступени.

U3 – передаточное число третий ступени

Для рационально разбивки передаточных отношений двух цилиндрических ступеней редуктора, воспользуемся следующей зависимостью:

Передаточное отношение быстроходной (первой) ступени:

U₁=1,5

Передаточное отношение тихоходной (второй) ступени:

U₂ = 1,2 · = 1,2 · =2,8

Передаточное отношение третий ступени

U3===1,91

1.4 Определение частот вращения валов редуктора

Определяем частоту вращения промежуточного вала исходя из передаточного отношения:

n₂ = = = 1933,33 мин^-1

n₃ = = = 690,475мин^-1

n₄ = ==361,5 мин^-1

1.5Определение крутящих моментов на валах

крутящий момент на валу I:

Т₁ = 9,55 · 10^{6 ·} = 9,55· 10⁶ = 19000 Н·м.

крутящий момент на валу II:

Т₂ = 9,55 · 10^{6 ·} = 9,55· 10⁶ = 26000 Н ·м.

крутящий момент на валу III:

Т₃ = 9,55 · 10^{6 ·} = 9,55· 10⁶ = 72100 Н ·м.

крутящий момент на валу IV:

Т₃ = 9,55 · 10^{6 ·} = 9,55· 10⁶ = 132600 Н ·м.

2.Расчет зубчатых передач редуктора.

2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки

Для всех зубчатых колес редуктора выбираем конструкционную сталь 45 с химико-термической обработкой – улучшение, заготовка – штамповка. Принимаем НВ₁ = 220 для шестерни, НВ₂ = 193 для зубчатого колеса.

Марка стали	Вид термообработки	Твердость зубьев
		на поверхности	в сердцевине
45	Улучшение	HB 193 - 220

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:

[σ_H]_i = ·K_HLj

где j – номер зубчатого колеса,

_{H limb} – базовый предел выносливости.

_{H limb1 = 2 HB1 + 70 = 2·220 +70 = 510 МПа.}

_{H limb2 = 2 HB2 + 70 = 2·193+70 = 456 МПа.}

При улучшении и повышенных требованиях к надежности коэффициент безопасности по контактным напряжениям следует выбрать большим. Однако это приведет к увеличению массы конструкции. Поэтому принимаем S_H = 1,2.

K_HLj - коэффициент долговечности, определяется по формуле:

K_HLj =

где:

N_HOj - базовое число циклов перемены напряжений, т.к. материал имеет

HRС < 56, то согласно рекомендации:

N_HOш = 30 · HB^2.4 = 30 · HB^2.4 = 12,558 ·10⁶

N_HOк = 30 · HB^2.4 = 30 ·193^2.4 = 91,718 ·10⁶

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

N_HЕj 60C_j n_j t_h,

где C_j - число зацеплений каждого колеса за 1 оборот, j – номер режима,

тогда: С₁ = С₂ = С₃ = С₄ = 1

для колеса z₁:

N_HЕ1 60129007000 1,218·10⁹

для колес z_{2 и} z_3:

N_HЕ2= N_HЕ3 601199,33 7000 0,81210⁹

для колес z_{4 и} z_{5 :}

N_HЕ4= N_HЕ5601690,475 7000 0,289 10⁹

N_HЕ6=601360 7000=0,15110⁹

Определим коэффициент долговечности по формуле:

K_HLj =

Т.к N_{HЕ1 >} N_HOш ; N_HЕ5> N_HOш

N_HЕ2> N_HOк ; N_HЕ6> N_HOк

K_HL1 1, K_HL2 1, K_HL5 1, K_HL6 1

Определим допускаемые контактные напряжения по формуле:

[]_j = ·K_HL

[]_1,3 = ·K_HL = ·1,0 = 425 МПа.

[]_2,4 = ·K_HL = ·1,0 = 380 МПа.

В качестве расчетного значения []выбираем меньшее из полученных:

[] = []_2,4 = 380 МПа.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для зубчатых колёс определим по формуле:

[] = ·K_FL ·K_FC

_{Flimb j} - базовый предел выносливости по изгибу.

S_Fj - коэффициент безопасности.

K_HLj - коэффициент долговечности,

Согласно рекомендации [1] определяем _Flimb и S_F:

= 1,8 · HB₁ = 1,8 ·220 = 396 МПа.

= 1,8 ·НВ₂ = 1,8 ·193 = 347 МПа.

S_F 1,7 2,2, принимаем S_F1,2,3,4 1,7.

^{Базовое} число циклов N_F0 410⁶

Расчетное число циклов перемены напряжений определим по формуле: N_FEj 60C_j n_j t_h,

для колеса z₁:

N_FE1 N_HЕ1 60129007000 1,218·10⁹

для колес z₂ и z₃:

N_FE2 N_FE3  N_HЕ2= N_HЕ3 601199,33 7000 0,81210⁹

для колес z_{4 и} z₅ :

N_FE4  N_HЕ4= N_HЕ5601690,475 7000 0,289 10⁹

для колес z₆ :

NFE6=N_HЕ6=601360 7000=0,15110⁹

_Так как N_FE1,N_FE2,N_FE3,N_FE4 N_FE5, N_FE6, >N_FO , то K_{FL1 =}K_{FL2 =}K_{FL3 =}K_FL4= K_{FL5 =} K_FL6=1

Поскольку зуб работает одной стороной, то K_{FL1 =}K_{FL2 =}K_{FL3 =}K_FL4= K_{FL5 =} K_FL6=1

^{Определяем} []:

[]₁ = ·K_FC·K_FL= · 1·1 = 232,9 МПа.

[]₂= ·K_FC·K_FL = ·1·1 = 204,5 МПа.

В качестве допускаемых напряжений изгиба для передачи принимаем меньшее значение из двух полученных:

[]₁= 380 МПа.

[]₁ = = 233 МПа.

2.4 Расчет цилиндрической передачи

2.4.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи.

Определяем диаметр шестерни [1]:

d_w1 = K_d =77 = 58 мм.

где K_d = 77 МПа, = 1,3; = 0,2 ·(U +1) = 0,76

Рассчитываем геометрические параметры колес:

рабочая ширина колеса:

b_w = · d_w1 = 1,105 ·29 = 32 мм.

задаем коэффициент формы зуба эквивалентного колеса согласно [1]:

торцевой модуль:

m = = = 0,496

округляем по ГОСТ, но не меньше m_min = 1,5 мм

Принимаем модуль m = 2 мм.

где YF – предварительно принятый коэффициент формы зуба.

Для восьмой степени точности YF = 4.

Число зуб шестерни:

z₁ = = = 29

Тогда число зубьев колеса:

z ₂ = z₁ ·u = 29 ·2,8= 81,2 ≈81.

Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого:

= = = 2,83

Погрешность: = ·100% = 1,07 ≤ 3%

Уточняем размеры диаметров делительных окружностей:

d₁ = m · z₁ = 2 ·29 = 58 мм

d₂ = m · z₂ = 2· 82 = 162 мм

Определяем межосевое расстояние:

a_w = = = 4698 мм

2.4.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Проверим зубчатую передачу на выносливость от действия контактных напряжений.

• шестерни:

= d₁ = 58 мм.

d_a1 = d₁+2m = 58+4 = 62

d_f1 = d₁-2,5m = 58 – 5 = 53

d_B1 = d₁ ·cos α = 58 · cos 20 = 54,52

• колеса:

= d₂ = 129 мм

d_a2 = d₂ +2m = 162 + 4 = 166

d_f2 = d₂ – 2,5m = 162 – 5 = 157

d_B2 = d₂ ·cos α = 162 ·cos 20 = 152,28

Уточним величину коэффициента динамической нагрузки [1]. Для этого рассчитываем окружную скорость в зацеплении:

V= = = 5,867 м/с

и назначаем 8-ю степень точности [1].

коэффициент динамической нагрузки Kv = 1.45

K_Hα=1

K_β=1,15 по таблице №7

K_β=0,5 (K_β + 1)=1,075

К_v-коэффициент динамичности

К_v=1,45

К_н= K_Hα K_β К_v=1 1,075 1,45=1,6

Коэффициент торцевого перекрытия E_α определим по формуле:

E_α = (z₁ ·tgαa₁ + z₂·tgαa₂ – (z₁+z₂)tga_w)

E_α = ( 29·0,541 + 81·0,433 – (29+81)·0,364) = 1,7.

≤ []

Так как действующие напряжения не превышают допустимые, то условие прочности по контактной усталости можно считать выполненным.

2.4.3 Расчет передачи на усталость по изгибу

≤ []; ≤ []

σ_н=275 z_н z_Σ ;

z_н===1,764

z_Σ===0,875

2.4.4 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках.

Т₁-проектный расчет

Т₁=26000 (Н мм)

К_н=1,6

U===2,793

d_w=d₁ = m · z₁ = 2 ·29 = 58 мм

в_w=44 (мм) (в проектном расчете)

σ_н=275 1,764 =370,9 Мпа ≤ []=380 Мпа

Y_F1=3,8

Y_F2=3,61

σ_F1=≤ []₁ ;

σ_F2 = σ_F1≤ []₂ ;

σ_F1==54,86≤[]₁=233 Мпа

σ_F2 =54,86=52,117 Мпа ≤ []₂ = 204 Мпа

2.5 Расчет конической передачи

2.5.1Определение основных геометрических параметров конической передачи.

N_E1=60 n₁ c t_h K_HE

N_E2=60 n₂ c t_h K_HE

K_HE=1

N_E1=60 2900 1 7000 =1,218 ⁹

N_E2=60 1933 1 7000 =0,8121 ⁹

2.5.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

[]₁=425 МПа

[]₂=380 Мпа

[]_min=[]₂=380 Мпа

Проектный расчет

d_m1=K_d2;

U=U₁=1,5

K_d=77 т.к. 8 степень точности,

^'=1,5

𝟁_вd==0,5

d_m1=77=63

в_w==0,563=32

𝟁_вd==0,5,следовательно К_β^°=1,25 табл.6

К_β=0,5(К_β^°+1)=0,5(1,25+1)=1,125

К_н= К_нК_βК_v=1,25

Определяем модуль:

m_nm=

K_F= K_F К_βK_v=0,911,1251.45=1,48

m_nm==0,56 мм

Примем m_nm=2 мм

z₁==63:2=32

z₂= z₁U₁=32

U_1ср==48:32=1,5 погрешность 0%

ΔU===0 %

U₁₌=48:32=1,5

U₁₌1,5

tgδ₁==1:1,5=0,66,следовательно δ₁=33,42

δ₂=90-33,42=56,58

m_tm= m_nm=2 мм

d_m1= m_tm=2 32=64

d_m2= m_tm=248=96

R_m===58,18

R_e=R_m+=58,18+16=74,18

m_te=m_tm=22,55

d_e1= m_te=2,55

d_e2= m_te=2,55

tgθa= следует, что θa=1,94

tgθ_f= ==2,29

δ_a1=δ₁+θa=33,42+1,94=35,36

δ_a2=δ₂+θa=56,58+1,94=58,52

δ_f1=δ₁+θf=33,42-2.29=31,13

δ_f2=δ₂+θf=56,58-2,29=54,29

d_ae1=d_e1+2h_aecos₁=81,6+22,55cos33,42=85,86

d_ae2=d_e2+2h_aecos₂=112,4+2