Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство Образования Российской Федерации
Самарский Государственный Аэрокосмический Университет
имени академика С.П. Королева
Кафедра «Основы Конструирования Машин»
Расчетно-пояснительная записка к
курсовому проекту по "Деталям машин"
Задание № 21-1
Выполнил: студент
группы 331 Хакимов И.И.
Проверил:
Жильников Е. П.
Самара 2012 г.
Техническое задание
Задание №21
Вариант №1
Спроектировать редуктор выпуска стабилизатора самолёта.
Схема редуктора
Параметры:
Fа = 4,8 кН
Nц.н. = 1950
= 13c
nвх = 1600 мин-1
h = 280 мм
Режим работы =0.
T1 = TH
T2 = 0,95TH
T3 = 0,80TH
n1 = nH
n2 =1,05nH
n3 =1,25nH
th1 = 0,70th
th2 = 0,20th
th3 = 0,10th
РЕФЕРАТ
Курсовой проект.
Пояснительная записка: страниц 20 , 4 источника.
Графическая документация: лист А3.
Приложение: 4 листа
РЕДУКТОР,ШЕСТЕРНИ,КОЛЕСО,ВАЛ,МОЩНОСТЬ,КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ,ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ
В данной работе произведены проектировочный и проверочный расчеты основных элементов зубчатых передач.
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ 6
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА 9
2.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ 10
2.1 Допускаемые контактные напряжения 10
2.2 Допускаемые изгибные напряжения 11
3.РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ 13
3.1 Определение габаритов конической передачи 13
3.2 Определение модуля и чисел зубьев передачи 13
3.3 Геометрический расчет конической передачи 14
4.ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ 16
4.1 Расчет коэффициентов нагрузки 16
4.2 Проверка контактной прочности передачи 16
4.3 Проверка изгибной прочности передачи 16
5.РАСЧЕТ ВИНТОВОЙ ПЕРЕДАЧИ 17
6.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ВАЛОВ 18
7.ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ 19
ЗАКЛЮЧЕНИЕ 20
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 21
В данной работе произведен расчет редуктора подъемника стабилизатора. Важнейшими частями редуктора являются зубчатые колеса, которые предназначены для передачи крутящего момента. В современном машиностроении наибольшее распространение получили винтовые и конические передачи, расчет которых произведен в данной работе.
Перечень условных обозначений
U - передаточное отношение;
N - частота вращения, мин-1;
- КПД;
Р - мощность, кВт;
Т - крутящий момент, кНмм;
аспер, аспл - число шестерен перебора, сателлитов;
kнер - коэффициент неравномерности распределения нагрузки;
Hlimb - базовое значение контактных наряжений, МПа;
NHO - базовое число циклов;
kНЕ - коэффициент эквивалентности контактных напряжений;
th - время работы;
NHЕ - эквивалентное число циклов контактных напряжений;
kНL - коэффициент долговечности по контактным напряжениям;
SH - коэффициент безопасности при расчёте контактных напряжений;
[], [] -допускаемые напряжения, МПа;
Flimb - базовое значение изгибных напряжений, МПа;
kFE - коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям;
с - число зацеплений за один оборот;
kFL - коэффициент долговечности при расчёте по изгибным напряжениям;
NFE - эквивалентное число циклов изгибных напряжений;
kFС - коэффициент учитывающий влияние двустороннего нагружения;
SF - коэффициент безопасности при расчёте по напряжениям изгиба;
ва - коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояние;
aW - межосевое расстояние, мм;
ka - вспомогательный коэффициент;
k - коэффициент нагрузки;
bW - ширина зубчатого венца, мм;
m - модуль, мм;
z - число зубьев;
dW - начальный диаметр зубчатого колеса, мм;
- окружная скорость, м/с;
zM - коэффициент механических свойств материала;
zH - коэффициент формы сопряжённых поверхностей;
tW - угол зацепления, град;
z - расчётное суммарное число зубьев;
S - коэффициент запаса;
YF - коэффициент формы зуба эквивалентного колеса;
max - максимальные напряжения, МПа;
kд - коэффициент динамичности;
G - вес винта;
kC - коэффициент посадочной перегрузки;
D - внешний диаметр вала, мм;
d - внутренний диаметр вала, мм;
- коэффициент пустотелости;
М - изгибающий момент, кНмм;
Р - приведённая динамическая нагрузка на подшипник, кН;
Fr - радиальная нагрузка, кН;
V - коэффициент вращения;
Y - коэффициент осевой нагрузки;
Х - коэффициент радиальной нагрузки;
k - коэффициент безопасности;
kt - температурный коэффициент;
L - номинальная долговечность;
С - динамическая грузоподъёмность. кН;
L - длина шлицевого соединения, мм;
H - высота шлица, мм;
Z - число шлицев;
dm - средний диаметр шлицевого соединения, мм;
k, k - коэффициенты концентрации напряжений;
kнач - коэффициент повышения долговечности авиационного подшипника;
, - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла;
-1 , -1 - пределы выносливости гладких образцов, МПа;
kF - коэффициент влияния шероховатости;
kV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, МПа;
kd - коэффициент влияния абсолютных размеров, МПа.
Из задания имеем nвх = 1600 мин–1,.
Передаточное число конической пары
Определение КПД
Определение частот вращения
Определение скорости
Определение мощности
Определение крутящего момента
- ресурс работы передачи,
Так как передача авиационная, она требует повышенной надежности и обеспечения малых массогабаритных характеристик , то для зубчатых колес привода выбираю высокопрочную конструкционную легированную сталь 40ХН.
|
Марка стали |
Вид термообра- ботки |
Механические характеристика |
|||
|
твердость зубьев |
предел прочности σб , МПа |
предел текучести σт , Мпа |
|||
|
на поверхности |
в сердцевине |
||||
|
Заготовка – штамповка |
|||||
|
40ХН |
улучшение |
НВ 230-300 |
294 |
780 |
Допускаемые напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле :
σH lim b–базовый предел контактной выносливости.
Так как материал улучшенная сталь , то НВ = 300 , тогда:
σH lim b = 2НВ+70 = 2∙300+70 = 670 МПа.
SHj – коэффициент безопасности
, примем =1.2
NHOj – базовое число циклов переменны напряжений ,
NHO=,
- коэффициент эквивалентности при расчетах по контактным напряжениям,
(выбрано по таблице в зависимости от нагружения, в данном задании «0»),
с – число нагружений за один оборот,
=1,
=1
-эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений,
,
KHLj – коэффициент долговечности:
ВТ-вид термообраотки
=1, .
Так как ,
Так как .
2.2 Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемые напряжения при изгибе определяются по формуле :
где – базовый предел выносливости по изгибу.
- коэффициент эквивалентности при расчетах по изгибным напряжениям,
=1 (выбрано по таблице в зависимости от нагружения, в данном задании «0»),
=6, так как ,
SF – коэффициент безопасности. Принимаю ,
-эквивалентное число циклов перемены изгибных напряжений,
-коэффициент долговечности при расчете зуба шестерни и колеса по изгибным напряжениям.
,
Так как >1, ВТ<2, <2.08, то = 1,34,
,
Так как >1, ВТ<2, >1.63, то =1,61
= 0,8 ( так как передача реверсивная и RW=-1),
3. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Угол делительного конуса шестерни
Угол передачи
Передаточное отношение
(по рекомендации [3], стр. 13).
(по рекомендации [3], стр. 13).
, округляем до 4мм
Окружная скорость
Коэффициент динамической нагрузки
5
Коэффициент ширины зубчатого венца
Начальное и эффективное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
(по рекомендации [3] стр.14)
(по рекомендации [3] стр.14)
.
mmin = 1,5; (по рекомендации [3] стр.16)
Выбираем
YF1 = 3,9 (по рекомендации [3] стр.17)
YF1 < YF
Модуль в торцевом сечении
Принимаем mte = 1,5 (по рекомендации [3] стр.19)
hae = mte = 0,75
4. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1 Расчет коэффициентов нагрузки
Kv=1,25 (по рекомендации [3] стр.22)
СТ=8
4.2 Проверка контактной прочности передачи
Контактная прочность
4.3 Проверка изгибной прочности передачи
(по рекомендации [3] стр.24)
(по рекомендации [3] стр.24)
Т.к. , принимаем
5.РАСЧЕТ ВИНТОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные
Осевое усилие винта……………………………………4,8 кН
Число циклов работы………... ………………………...1950
Длина хода винта……………………………………….280 мм
Время перемещения винта……………………………..13 сек
Расчет приведен в приложении (см.приложение 3).
Диаметры валов рассчитываются по формуле:
,
T – крутящий момент;
– допускаемое напряжение кручения , (принимаем
40 МПа);
= 0 – коэффициент пустотелости
Определяем диаметр I вала по формуле:
.
Определяем диаметр выходного вала по формуле:
Увеличиваем диаметры валов (условие выполняется)
7.ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Т.к. диаметры входного и выходного вала одинаковы и передача коническая, то подберем для обоих валов радиально упорные подшипники.
Для данных валов были выбраны следующие подшипники:
Номер подшипников 6015, SKF E15, , грузоподъемность 10165 , пластическая смазка 16000, жидкая смазка 22000, вес 0,035.
Спроектирован редуктор выпуска стабилизатора самолёта. В т.ч. произведены: кинематический и энергетический расчет редуктора, расчет допускаемых напряжений по контактной и изгибной прочности в зубьях зубчатых колес редуктора, расчет основных параметров зубьев конических колес редуктора, геометрический расчет, проверочные расчеты на контактную и изгибную прочность, расчет винтовой передачи, расчет валов редуктора.
1. С. А. Чернавский. Проектирование механических передач, М. “Машиностроение” 1984г.
2. В. Н. Кудрявцев. Детали машин, Ленинград “Машиностроение” 1980г.
3. Е. П. Жильников. Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи на ЭВМ: методические указания, СГАУ 1993г.
4. Е. П. Жильников. Расчет на прочность конической зубчатой передачи на ЭВМ: методические указания, СГАУ 1993г.
PAGE 10