Кинематическая схема редуктора

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ  РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО  ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО  ОБРАЗОВАНИЯ

«САМАРСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ имени академика  С. П.КОРОЛЁВА»

 

 

 

 

Кафедра

Основ конструирования машин

 

 

 

 

 

 

РАСЧЁТНО – ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ  ЗАПИСКА

к курсовой работе по проектированию зубчатых передач

 

 

Вариант № 2

 

Студент  Кузьминчук Н. П.      Группа  1303

Руководитель проекта  Балякин В.Б.

Срок выполнения проекта

Проект защищен с оценкой   

 

 

 

 

 

 

САМАРА 2008

 

техническое задание

 Вариант 2.14.

Кинематическая схема редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные :

Сила тяги на несущем  винте                                                                  38 кН

Несущая сила  на винте                                                                          1,5 кН

Частота вращения выходного  вала                                                        190 ^об/_мин

Мощность на выходном валу                                                                 180 кВт

Частота вращения входного  вала                                                          2200 ^об/_мин

Расчетная долговечность                                                                        2000 ч

Расстояние от плоскости  подвески до несущего винта                           550 мм

 

Привод работает спокойно без толчков и вибраций.

Режим нагружения первый:T₁=T_H; T₂=0,91T_H; T₃=0,87T_H; n₁=n_H; n₂=1,10n_H; n₃=1,15n_H; t_H1=0,50 t_H; t_H2=0,30 t_H; t_H3=0,20 t_H. 

.

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 важные значения. 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 простейщих 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.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

РЕФЕРАТ

 

Пояснительная записка к курсовой работе по проектированию зубчатых передач.

стр. рис.1. исп. источники .

 

 

 

 

 

 

 

 

 ПЛАНЕТАРНАЯ ПЕРЕДАЧА, КОНИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА

КРУТЯЩИЙ  МОМЕНТ,   КОНТАКТНОЕ  НАПРЯЖЕНИЕ,

НАПРЯЖЕНИЕ ИЗГИБА, КОЭФФИЦИЕНТ  ЗАПАСА, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО, МЕЖОСЕВОЕ  РАССТОЯНИЕ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

В данной работе произведены  расчеты конической и планетарной зубчатых передач, необходимые для того, чтобы спроектировать редуктор вертолета. Определены их геометрические параметры

1.Описание редуктора  и принципа его работы

В данной работе проектируется  двухступенчатый планетарно- конический редуктор. Выходная ступень выполнена по консольной схеме . Одна ступень планетарная, вторая- коническая. Входной и выходной валы расположены под углом 90градусов.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

2.1  Разбивка общего передаточного  отношения

 

Общее  передаточное число определяем по формуле

U _ред = n _вх / n _нв= 2200 / 190 = 11,57,

где n _вх – частота вращения  входного вала;

n _нв – частота вращения несущего винта .

Для двухступенчатого редуктора

U _ред = U ₁ ^· U ₂ ,

где U ₁ – передаточное число первой ступени ;

U ₂ – передаточное число второй ступени .

В двухступенчатом коническо  – планитарном редукторе для рациональной разбивки передаточных чисел рекомендуется эмпирическая зависимость / 1/

=2,89

Передаточное число  второй ступени

U ₂ = U _ред / U ₁ = 11,57 / 2,89 = 4 .

2.2 Определение частот  вращения валов

 

Частоты вращения входного и выходного валов заданы

n _вх = 2200   мин^-1    ;    n _вых= 190 мин^-1 .

определяем   частоту    вращения     промежуточного     вала ,    исходя   из  передаточного отношения

                                           n ₂ = n ₁ / U ₁ = 2200 / 2,89 = 761,25мин^-1.

Для выбранного передаточного  отношения   U₂=4.

n ₃ = n ₂ / U ₂ = 761,25 / 4 = 190,31 мин^-1 .

 

 

 

 

2.3 Выбор   КПД   и   определение мощностей на  валах  

Принимаем  КПД  для  конической  передачи h ₁ = 0,96  , для планитарной  передачи h ₂ =1-((U₂-1)/U₂) ^· (1-h²  _{цилиндрич})= 0,97 /1/.

h _{цилиндрич} =0,98

мощность на валу определяется по формуле

P_i=P_i-1×h_{i ,}

где  P_i-мощность на валу ,  квт;

      P_i-1- мощность на предыдущем валу,   квт;

       h_i - КПД ступени.

Для выходного вала задана мощность P ₃ = 180  кВт .                              

Исходя из этого условия определяем мощности на остальных валах :

  P ₂ = P ₃ / h ₂ = 180 / 0,97 = 185,57  кВт ;

  P ₁ = P ₂ / h ₁ = 185,57 / 0,96 = 193,30  кВт .

 

2.4 Определение крутящих  моментов на валах    

 

Определение крутящих моментов на всех валах редуктора производится по формуле 

T = 9,55 ^· 10 ⁶ · P / n ,

где Т – крутящий момент , Н · мм ;

P – мощность , кВт ;

n – обороты вала, мин^-1.

После подстановки получим:

 

T ₁ = 9,55 · 10 ⁶ · P ₁ / n ₁ = 9,55 · 10 ⁶ · 193,3 / 2200= 0,84· 10 ⁶    Н · мм ;

T ₂ = 9,55 · 10 ^{6 ·} P ₂ / n ₂ = 9,55 · 10 ⁶ · 185,57 / 761,25 = 2,33· 10 ⁶  Н· мм ;

               T ₃ = 9,55 · 10 ⁶ · P ₃ / n ₃ =  9,55 · 10 ⁶ · 180/ 190 =   9,05· 10 ⁶    Н · мм

 

 

2.5  Определение крутящего момента на валах планетарной передачи.

 

n_a^(H)=n_a-n_H= n ₂- n _вых=761,25-190=571,25 мин^-1 ;

n_b^(H)= -n_H=- n _вых=190 мин^-1;

U_a-g^(H)=(U₂/2)-1=(4/2)-1=1;

n_g^(H)= n_a^(H)/ U_a-g^(H)=571,25 мин^-1 ;

U_g-b^(H)=U₂/ U_a-g^(H)=4;

a’_c≤6;

T_a-g=  9,55 ^· 10 ⁶ · P_a / n_a · a_c·К_нер ,

где Т_a-g – крутящий момент , Н · мм ;

P_a – мощность , кВт ;

n_a – обороты вала, мин^-1;

                       a_c – количество сателлитов.

Выберем  К_нер=0,9 , a_c=4;

T_a-g=  9,55 ^· 10 ⁶ ·185,57/761,25 ·0,9 ·4=0,65· 10 ⁶    Н · мм;

T_g-b= T_a-g · U_a-g^(H)= 0,65· 10 ⁶    Н · мм .

 

3.1  Определение допустимых контактных напряжений для зубчатых колёс. 

Для конической передачи.

Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле / 2/

[ s _H ] = ( s _{H lim b} / S _H ) · K _HL ,

где s _{H lim b} – базовый предел контактной выносливости , МПа ;

S _H – коэффициент безопасности при расчете по контактным напряжениям ;

K _HL – коэффициент долговечности .

Коэффициент долговечности  определяется по формуле

,

где N _H0 – базовое число циклов нагружений;

N _HE – расчетное число циклов нагружений .

Базовое число циклов нагружений при  HRC ³ 56   принимаем N_H0 = 12 · 10⁷ /2/.

Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле

N _HE = 60 · C · n · t _h×K_{HL× ,}

а для перменного режима

N _HE=60 · C· ∑(Т_i/T_H)³·n_i·t_{hi ,}

где C – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса ;

n – частота вращения , об/мин ;

t _h – долговечность , ч ;

K_HL-Коэффициент долговечности по контактным напряжениям.

Зубчатые колеса изготовляются  из стали 12Х2Н4А с термообработкой  зубьев - цементацией на глубину  1,0... 1,2 мм. При этом твердость поверхности  составит 58…63 HRC .

Принимаем HR_C=63

Предел контактной выносливости поверхности зуба определяем по зависимости /2/

s _{H lim b} = 23 ·HRC = 23 · 63 = 1449 МПа .

Принимаем коэффициент  безопасности  S _H =1,2 для цементированных зубьев.

Расчетное число циклов нагружений при постоянном режиме  

N _HE1пост = 60 ·с× n ₁ · t _h = 60 · 2200 · 2000 = 264 · 10⁶ ;

Расчётное число циклов нагружений при непостоянном режиме:

N _{HE1непост}=60 · C· ∑(Т₁/T_H)³·n₁·t_h1=60·1·((1)³·0,5·2000·2200+(0,91)³·0,3·2000·1,1·2200+

+(0,87)³·0,2·2000·1,15·2200)=237635400;

Найдём расчетный коэффициент  К_FE= N _{HE1непост}/ N _HE1пост=0,9.

Теперь для вычисления  расчётного числа циклов нагружений при переменном режиме воспользуемся формулой:

N _HE = 0,9 · 60 · C · n · t _h×K_HL  (*)

Коэффициент долговечности

 

=⁶√12· 10^7/237635400=0,9.

Примем  K_HL=1 так как мы говорим о поверхностном упрочнении 

 

Допускаемое контактное напряжение

 [ s _H ] ₁ = ( s _{H lim b} / S _H ) · K _HL1=( 1449 / 1,2 ) ·1= 1207 МПа;

Для планетарной  передачи.

Алгоритм нахождения допускаемых контактных напряжений  для планетарной передачм тот  же что и для конической.

Коронное колесо:

C=С_b=a_c=4;

n=n₂;

Расчётное число циклов нагружений при переменном режиме:

N _HE = 0,015 · 60 · C · n · t _h×K_HL  =0,9·60·4·1,1·2200·2000=104,5·10⁷ ;

Коэффициент долговечности:

=⁶√12· 10^7/104,5·10⁷=0,7;

Примем  K_HL=1 так как мы говорим о поверхностном упрочнении

Допускаемое контактное напряжение

[ s _H ] _b = ( s _{H lim b} / S _H ) · K _HL=1449/1,2·1=1207МПа.

Сателлиты:

C=С_g=1;

n=n_g=571,25 мин^-1 ;

Расчётное число циклов нагружений при переменном режиме:

N _HE = 0,9 · 60 · C · n · t _h×K_HL  =0,9·60·1·571,25·2000=6,1·10⁷ ;

Коэффициент долговечности:

=⁶√12· 10^7/6,1·10⁷=1,1;

Допускаемое контактное напряжение

[ s _H ] _g = ( s _{H lim b} / S _H ) · K _HL=1449/1,2·1,1=1328МПа.

Центральное колесо:

C=С_a=a_c=4;

n=n_a;

Расчётное число циклов нагружений при переменном режиме:

N _HE = 0,9 · 60 · C · n · t _h×K_HL  =0,9·60·4·571,25·2000=24,7·10⁷ ;

Коэффициент долговечности:

=⁶√12· 10^7/24,7·10⁷=0,9;

Примем  K_HL=1 так как мы говорим о поверхностном упрочнении

Допускаемое контактное напряжение

[ s _H ] _а = ( s _{H lim b} / S _H ) · K _HL=1449/1,2·1=1207 МПа.

В качестве расчетного для ступени выбираем минимальное  значение:

[ s _H ] _аg=1207 МПа;

[ s _H ] _gb=1207МПа.

Передача на выходе:

C=1;

n=n₃;

Расчётное число циклов нагружений при переменном режиме:

N _HE = 0,9 · 60 · C · n · t _h×K_HL  =0,9·60·1·1,15·2200·2000=27,3·10⁷ ;

Коэффициент долговечности:

=⁶√12· 10^7/27,3·10⁷=0,9; 

Примем  K_HL=1 так как мы говорим о поверхностном упрочнении

Допускаемое контактное напряжение

[ s _H ] = ( s _{H lim b} / S _H ) · K _HL=1449/1,2·1=1207МПа.

 

3.2  Определение допустимых напряжений  изгиба  для зубчатых колёс. 

Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле / 2/

[ s _F ] = [ s _{F lim b} / S _F ] ·K _FL · K _FC ,

где s _{F lim b} – базовый предел выносливости по изгибу, МПа ;

S _F – коэффициент безопасности при расчетах по напряжениям изгиба;

K _FL – коэффициент долговечности ;

K _FC – коэффициент, учитывающий условия нагружения зуба.

Для одностороннего  нагружения зуба  принимаем K _FC=1 .