ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 03.12.2023
Просмотров: 148
Скачиваний: 4
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
СОДЕРЖАНИЕ
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ МЕХАНИЗМА
2. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА
3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
4.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБНУЮ ПРОЧНОСТЬ
5. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ
9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ БОЛТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ
Министерство по образованию и науки Российской Федерации
Московский Авиационный институт
(Национальный исследовательский университет)
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО ДИСЦИПЛИНЕ
«ДЕТАЛИ МАШИН»
Тема: «Проектирование редуктора вертолёта»
Задание С-4 вариант 9
Выполнил: Гаврилов И.А.
Группа: МСО-303С
Проверил: Наумов С.М.
г. Жуковский
2022-2023 уч.год
1. Исходные данные:
1.2 Мощность на входе: N1=1600Вт |
1.3 Частота вращения выходного вала:n2=380 |
1.4 Передаточное отношение: i= 3,1 |
1.5 Назначенный ресурс: Th=1500 час |
1.6 Коэффициент динамичности внешней нагрузки: Кд=1,3 |
1.7 Время цикла: Тц=0,3мин |
1.8 Суммарное кол-во зубьев: Zсум=64 |
2. Технические требования к проектировочному изделию:
2.1. Редуктор должен устанавливаться наподредукторной раме, с помощьюдлинных специальных шпилек по диаметру не более 90мм.
2.2. Обеспечить осевой люфт вала не более 0.2мм. Усилие, прикладываемое к подшипникам для выбора люфтов не более = 50Н. Регулировочные шайбы для исключения непараллельности плоскостей разрешается только шлифовать.
2.3. Величина момента страгивания ведущего вала не боле 200 Н мм.
Объём проекта:
1. Графическая часть.
1.1. Сборочный чертеж со всеми необходимыми разрезами и сочетаниями, с габаритными, присоединительными и посадочными размерами, спецификой, технической характеристикой, и техническими требованиями, вклчающими указания по сборке, регулировке и смазке.
1.2. Два рабочих чертежа деталей (по указанию консультанта).
2. Расчетно-пояснительная записка:
2.1. Задание на проектирование (на бланке);
2.2. Содержание с указанием страниц;
2.3. Техническое описание механизма;
2.4. Проектировочный расчет механизма;
2.5. Проверочный расчет передачи на контактную прочность;
2.6. Проверочный расчет передачи на изгибную прочность
;
2.7. Эскизная компоновка редуктора;
2.8. Проверочный расчет валов;
2.9. Проверочный расчет подшипников;
2.10. Проверочный расчет шпоночного (шлицевого) соединения или муфты;
2.11. Проверочный расчет болтового соединения;
2.12. Порядок сборки-разборки редуктора;
2.13. Список использованной литературы;
Содержание
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ МЕХАНИЗМА 4
2. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА 5
3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ 12
4.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБНУЮ ПРОЧНОСТЬ 14
5. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 20
6.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ 2
7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ 21
8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ 24
9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ БОЛТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ 25
10. ПОРЯДОК СБОРКИ-РАЗБОРКИ РЕДУКТОРА 26
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 27
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ МЕХАНИЗМА
Обводной редуктор установлен в цепи кинематической схемы управления закрылками для обеспечения требуемого угла, обусловленного конструкцией самолета, и передачи крутящего момента от гидропривода на винтовой механизм закрылков.
Он представляет собой одноступенчатую цилиндрическую передачу. Механизм работает в условиях повышенных вибраций.
Гарантийная наработка (ресурс)-1500 час.
Коэффициент динамичности внешней нагрузки –1,3
Редуктор устанавливается на раме с помощью длинных специальных шпилек. Ведущая шестерня и ведомое колесо изготовлены совместно с валами.
Ведущая шестерня из материала – сталь 18Х2Н4ВА ГОСТ 4543-71
Ведомое колесо из материала - сталь 40ХН2МА ГОСТ 4543-71.
Корпус из материала АК-6, обеспечивающий необходимую компоновку деталей, является основным силовым узлом редуктора. Он выполнен разъёмным и состоит из двух частей. Части корпуса соединяются между собой болтами.
Крышка изготовлена из материала АК-6, служит для закрытия и регулирования установки подшипников ведущего вала.
2. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА
2.1 Выбор материала зубчатой передачи
Исходя из прототипа выбирается марка стали для шестерни и зубчатого колеса.
Материал для шестерни:сталь 18Х2Н4ВА ГОСТ 4543-71
НВ = 580 σΒ= 1030 МПа σТ=785МПа σ-1= 570 МПа
ТХО - азотирование после термоулучшения
Материал для зубчатого колеса: сталь 40ХН2МА ГОСТ 4543-71
ТХО - азотирование после термоулучшения.
НВ = 530 σВ=980МПа σТ= 835 МПа σ-1= 550Мпа
2.2. Определение чисел зубьев шестерни z1, колеса z2 и передаточного числа
Ориентировочное значение окружной скорости
, м/сек (2.2.1)
Где d1=60мм -делительный диаметр шестерни прототипа (исходные данные)
n1 –частота вращения шестерни
Суммарное число зубьев zΣ имеет характерные значения для зубчатых пар различных категорий.
Суммарное число зубьев xΣ =50…60(70 ) xΣ =70
Тогда число зубьев шестерни в первом приближении:
(2.2.2)
Где i – передаточное отношение передачи
(2.2.3)
Где n2 –частота вращения колеса
Число зубьев колеса в первом приближении:
(2.2.4)
Принимаем:
z1=14 z2=56
Передаточное число для принятых зубьев: (2.2.5)
Отклонение передаточного числа:
(2.2.6)
Отклонение меньше 2,5% и не должно превышать передаточное число 4,5
Принимаем за передаточное число значение u = 4
Так как z1 =14, то для устранения подрезания зубьев шестерни вводят корригирование.
Зацепления с коэффициентами смещения инструмента
x1 =+0,3 х2=-0,3
х1 и х2 - коэффициенты смещения инструмента
2.3 Выбор степени точности зацепления
При частоте вращения шестерни n1 = 1300об / мин, с учётом размеров зубчатых колёс прототипа, ожидается окружная скорость V=
м/с. Поэтому с учётом степени надёжности механизма и реверсивного движения принимается 7 степень точности и вид сопряжения - С.
2.4 Выбор относительной ширины зубчатого венца
В соответствии с рекомендациями и по табл. 1.2[1] для цилиндрических передач выбирается ψba=0,3
2.5 Выбор формы выполнения зуба
Так как полученная окружная скорость шестерни менее20 м/с , то выбирается прямая форма зуба (β=0).
2.6 Определение предельных контактных напряжений в зубьях шестерни и колеса
Предельные контактные напряжения зависят от твёрдости поверхности зубьев и числа циклов нагружения поверхности детали
σH lim min=min(σH lim 1,σH lim 2)
Предельное контактное напряжение для поверхности зуба шестерни определяется по формуле:
(2.6.1)
Где σHlimaи σHlimb- соответственно верхнее и нижнее значения предельных напряжений, которые выбираются по таблице 1.6 [1]
m=6 - так как шестерня и колесо из стали
NHO - число циклов изменении напряжении, соответствующих излому кривой усталости, для стали
(2.6.2)
NHE - расчетное число циклов изменения контактных напряжений на одной поверхности зубьев
Расчётное число циклов изменения контактных напряжений на одной поверхности зуба шестерни:
NHE1=60*c *n1* (2.6.3)
Принимаем эквивалентную длительность цикла нагружения одной поверхности равной длительности одностороннего вращения в течении одного цикла по циклограмме
Th =700 ч -расчётная долговечность
с = 1 - число контактов одной поверхности зуба шестерни за один оборот.
Для стальных зубьев верхний и нижний пределы вычисляются согласно таблице 1.6 [1].
σH lim a1=42*HRC, МПа (2.6.5)
σH lim b1=23*HRC, МПа (2.6.6)
1)Для шестерни HRC=58
по формуле (2.6.5)σHlima1= 42*58=2436 МПа
по формуле (2.6.6)σHlimb1=23*58=1334 МПа
по формуле (2.6.2) NHO=12* =135,8*
по формуле (2.6.3) NHE1=60*1*
*700=54,6*
Предельное контактное напряжение для поверхности зуба шестерни
σHlim 1=
2436 МПа> МПа> 1334 МПа
Так как неравенство выполняется, принимаем:
σHlim 1= МПа
2) Для колеса HRC=53
σH lim a2=42*53=2226МПа
σH lim b2=23*53=1219МПа
По формуле (2.6.2) NHO2=12*
По формуле (2.6.3) NHE2=60*1*330*700
1219* МПа
2226 МПа> MПа> 1219 Мпа
Неравенство выполняется, принимаем:
σHlim 2= МПа
Сравниваются значения σΗ lim1, и σΗ lim2 и минимальное из них принимаем в качестве
σH lim min=min(σΗ lim1, σΗ lim2)= МПа
2.7 Определение допускаемой величины контактных напряжений в зубьях передачи
Допускаемое контактное напряжение: (2.7.1)
где SH=1,3 -коэффициент безопасности по таблице 1.7 [1] соответствующий назначению механизма при вероятности безотказной работы зубчатой пары Р > 0,99
Подставляя числовые значения в формулу (2.7.1), получаем:
2.8 Определение значений коэффициентов КНα, ΚΗβ , ΚΗV и функции
ƒ(β), входящих в формулу определения межосевого расстояния
2.8.1 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную выносливость
KHα=1 – для прямозубых пар
2.8.2 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых венцов