Привод аэросаней
Министерство
образования и науки Украины
Харьковский
национальный аэрокосмический университет им.Н.Е.Жуковского “ХАИ”
Кафедра 202
“Привод
аэросаней”
ХАИ.202.234.07З.260.16
Пояснительная
записка
к курсовому
проекту по дисциплине
“ Конструкция
машин и механизмов ”
Выполнил: студентка гр.234
Сабадаш Ю.Н.
Проверил: доц. Назин В.И.
Харьков
Содержание
Введение
1Определение исходных данных
2.Подбор электродвигателя
3.Расчет цилиндрической косозубой передачи
3.1 Расчет первой ступени
3.2 Расчет второй ступени
.Подбор муфт
. Расчет валов
.1 Расчет диаметров валов
.2 Проверочный расчет быстроходного вала
.3 Проверочный расчет среднего вала
.4 Проверочный расчет приводного вала
. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
.1 Расчет подшипников быстроходного вала
.2 Расчет подшипников среднего вала
.3 Расчет подшипников приводного вала
.Расчет параметров корпуса
.Подбор масла
.Расчет фундаментальных болтов
. Расчет узла винта
Список используемой литературы
Введение
Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата,
служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих
моментов.
Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования.
В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при
курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким
узлом.
Цилиндрические двухступенчатые редукторы развернутой схемы применяются
обычно в интервале передаточных чисел 8..30. Простота конструкции обусловила их
широкое применение в промышленности.
Заданием курсового проекта является расчет и проектирование основных
узлов редуктора аэросаней: расчет на прочность и выносливость шестерни и
зубчатых колес, подбор и расчет основных узлов, валов и подбор подшипников,
проектирование узла редуктора с двигателем и барабаном в сборе.
Проектируемый в данной работе редуктор аэросаней должен отвечать основным
критериям работоспособности: прочности, износостойкость, жесткости,
теплостойкости, вибрационной устойчивости.
Значение того или иного критерия определяют по условиям работы.
Основным требованием, предъявляемым к конструкции проектируемого
механизма, является надежность и экономичность.
1.Определение исходных данных
редуктор подшипник вал болт
1.1 Потребная мощность привода
Pвх=18,4
кВт;
ηобщ=ηзп2ηмуф2ηподш4 ;
ηмуф =0,96..0,98;
ηподш=0,99..0,995;
ηзп=0,96..0,98;
ηобщ=0,982 ·0,9952·0,97=0,886;
1.2 Передаточное отношение редуктора
iобщ===9,44;
Принимаем
i1=3,2, отсюда
i2=iобщ/i1=2,95;
.3 Частота вращения среднего вала
n2=
=2656,25 мин-1;
1.4 Частота вращения тихоходного вала
n3=
=900,423 мин-1;
1.5 Крутящий момент на приводном валу
T1==23,34 Н×м;
1.6 Крутящий момент на среднем валу
T2==72,82 Н×м;
1.7 Крутящий момент на быстроходном валу.
T3==209,47 Н×м;
2. Подбор электродвигателя
nдв=8500
мин-1 -номинальные обороты двигателя
Nдв=18,4
кВт -мощность номинальная
Двигатель Хонда - 250РС, Япония
3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
.1 Расчет первой ступени.
Подводимая к валу шестерни мощность -------------------18,4 кВт
Срок службы------------------------------------------------------9000 ч
Частота вращения шестерни-----------------------------------n1=8500 мин-1
Частота вращения колеса---------------------------------------n2=2656,26 мин-1
Угол наклона зуба в зацеплении------------------------------b=0°
Угол зацепления--------------------------------------------------a»20°
Режим нагрузки постоянный.
Принятые материалы
Элемент передачи
|
Заготовка
|
Марка стали
|
Термообработка
|
σв, МПа
|
σт, МПа
|
Твердость поверхности не
менее
|
Базовые числа циклов
|
Шестер-ня
|
Поковка
|
45
|
Объемная закалка
|
1000
|
750
|
(45-50) HRC
|
NHD1=6·107 NFD1=4·106
|
Колесо
|
Поковка
|
45
|
Объемная закалка
|
1000
|
750
|
(40-45) HRC
|
NHD2=4·107 NFD2=4·106
|
Проектировочный расчет
.1.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса
Принимаем z1=21, тогда z2=67,2;
3.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса
NH1=60·n1·c1·t=;
NH2=60·n2·c2·t=;
с1
и c2 -количества контактов зубьев шестерни колеса за один
оборот;
t-срок службы
передачи;
.1.3
Определение допускаемых напряжений
а)
контактные:
[σH]=·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·· KHL;
σHO1=18·45+150=960 МПа;
[σH]1=0,9×1=785,455 Mпа;
σHO2=18·40+150=870 Mпа;
[σH]2=×1=711,818 МПа;
В качестве расчетного принимаем [σH]расч=710[МПа]
б) изгибные:
F=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;
kFL=-коэффициент долговечности;
Так
как NF1>NFO1 и NF2>NFO2 ,то kFL1= kFL2=1; ;
σFO1= σFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75;
[σF]1=[σF]2=×1=315 МПа;
в)
предельные:
[σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2=Мпа;
[σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2= Мпа;
3.1.4
Определение коэффициентов расчетной нагрузки
kH= kHβ· kHυ ---- коэффициенты расчетной нагрузки
kF= kFβ· kFυ соответственно при расчетах на контактную и изгибную
выносливость;
kHβ и kFβ ---- коэффициенты динамической нагрузки ;
kHβ =1,07; kFβ =1,14;
kHυ≈ kFυ=kV=1,2 --- коэффициенты динамической нагрузки для
-ой
степени точности, принятой нами в предположении, что
окружная
скорость в зацеплении Vокр=3-8;
kH=;
kF=;
.1.5
Начальный (делительный) диаметр шестерни:
=;
где
=675 ;
; =23,34 Н×м;
==30,56
мм;
3.1.6
Модуль зацепления
=1,528
мм;
По
ГОСТ 9563-60 округляем модуль до mn=2 мм,тогда
=88,4 мм;
=42 мм;
=134,4
мм;
ширина
зубчатого венца bw=dw1×ybd=30 мм.
Проверочный
расчет
.1.7
Проверка передачи на контактную выносливость
Предварительно
устанавливаем следующие параметры:
коэффициенты
:
- коэффициент,
учитывающий форму сопряженных поверхностей;
; где ; ,
;
=0,797;
Уточнение
окружной скорости:
=18,63
м/с;
Уточнение
расчетной нагрузки:
; ,где
=1111,42
Н;
=44,045
Н/мм;
=1,498;
Определяем
удельную расчетную окружную силу:
=65,94
Н/мм;
=552,59
МПа;
Т.о.
недогрузка передачи составляет 15%. Для более рационального ее использования
принимаем толщину зубчатого венца равной 15 мм:
=79,28
Н/мм;
=1,276;
Определяем
удельную расчетную окружную силу:
=100,96
Н/мм;
=686,34
МПа;
Т.о.
недогрузка меньше 3%.
.1.8
Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
[σF]1=[σF]2= МПа;
Так
как 73,09<83,81 проверяем на прочность зуб шестерни:
=107,73
Н/мм;
; ;
=138,92
МПа<315 МПа;
.1.9 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической
деформации или хрупкого излома)
=1017,9
МПа;
=305,58
МПа;
3.1.10
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:
=42 мм; =134,4мм;
=46 мм; =138,4 мм;
=38 мм;
=130,4
мм;
=15 мм; aw=88,4
мм.
Определяем
диаметр отверстия под вал в колесе:
;
=26,3 мм;
.2
Расчет второй ступени
Подводимая
к валу шестерни мощность -------------------17,94 кВт
Срок
службы------------------------------------------------------9000 ч
Частота
вращения шестерни---------------------------------n1=2656,25 мин-1
Частота
вращения колеса-------------------------------------n2=900,423 мин-1
Угол
наклона зуба в зацеплении------------------------------b=0°
Угол
зацепления--------------------------------------------------atw»20°
Режим
нагрузки постоянный.
Принятые
материалы
Элемент передачи
|
Заготовка
|
Марка стали
|
Термообработка
|
σв, МПа
|
σт, МПа
|
Твердость поверхности не
менее
|
Базовые числа циклов
|
Шесте-рня
|
Поковка
|
40ХН
|
Улучше - ние
|
1600
|
1400
|
(50-54)HRC
|
NHD1=8·107 NFD1=4·106
|
Колесо
|
Поковка
|
40ХН
|
Улучше - ние
|
1600
|
1400
|
(50-54)HRC
|
NHD2=4·107 NFD2=4·106
|
Проектировочный расчет
.2.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса
i2==2,95
Принимаем
z1=18, тогда z2=z1×i1=18×2,95=53,1; принимаем z2=53;
3.2.2
Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса
NH1=60·n2·c1·t=;=60·n3·c2·t=
с1
и c2 -количества контактов зубьев шестерни колеса за один
оборот
t-срок службы
передачи
.2.3
Определение допускаемых напряжений
а)
контактные:
[σH]=·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·· KHL;
σHO1=18·45+150=960
МПа;
[σH]1=0,9=785,45 Mпа;
σHO2=18·40+150=870
MПа;
[σH]2==711 МПа;
В
качестве расчетного принимаем [σH]расч=711 МПа;
б)
изгибные :
σF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;
Так
как NF1>NFO1 и NF2>NFO2 ,то kFL1= kFL2=1; ; σFO1= σFO2=550
Mпа; SF1=SF2=
1,75;
[σF]1=[σF]2==314.286 МПа;
в)
предельные:
[σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2==4480 МПа;
[σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2==1280 МПа;
.2.4
Определение коэффициентов расчетной нагрузки
kH= kHβ· kHυ ---- коэффициенты расчетной нагрузки
kF= kFβ· kFυ соответственно при расчетах на контактную и изгибную
выносливость;
kHβ и kFβ ---- коэффициенты динамической нагрузки ;
kHβ =1,07; kFβ =1,14;
kHυ≈ kFυ=kV=1,2 --- коэффициенты динамической нагрузки для
-ой
степени точности, принятой нами в предположении, что окружная
скорость в зацеплении Vокр=3-8;
kH==1,284 ;
kF==1,386;
.2.5
Начальный (делительный) диаметр шестерни
=; где =675 ;
=1,15; =72,82 Н×м;
=675=38 мм;
3.2.6 Модуль зацепления
окружной
=2,11 мм;
По
ГОСТ 9563-60 округляем модуль до m=2,5 мм,тогда
=88,4 мм;
=45 мм;
=132,5
мм;
ширина
зубчатого венца bw=dw1×ybd =27 мм.
Проверочный
расчет
.2.7
Проверка передачи на контактную выносливость:
Предварительно
устанавливаем следующие параметры:
коэффициенты
:
; =1,765,
; ;
Уточнение
окружной скорости:
=6,25
м/с;
Уточнение
расчетной нагрузки:
; ,где
=7,66
Н/мм;
=3236,4
Н;
=128,25
Н/мм;
=1,059;
Определяем
удельную расчетную окружную силу:
=135,8
Н/мм;
=771,8
МПа;
Т.о. недогрузка передачи составляет 15,3%. Для более рационального ее
использования принимаем толщину зубчатого венца равной 36 мм:
=96,193Н/мм;
=1,0796;
Определяем
удельную расчетную окружную силу:
=103,85
Н/мм;
=674,89
МПа;
Т.о.
недогрузка меньше 3%.
.2.8
Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
σF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;
=76,45; =84,45;
Проверяем
зуб шестерни:
=110,57
Н/мм;
; ; ;
=142,59
МПа, что меньше допустимого.
.2.9
Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
(проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого
излома):
=1088,9
МПа;
=313,7
МПа;
.2.10
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса
=45 мм; =132,5мм;
=50 мм; =137,5 мм;
=38,75
мм;
=126,25
мм;
=27 мм; aw=88,4
мм.
Определяем
диаметр отверстия под вал в колесе:
=38,3 мм,
принимаем равным 38 мм.
4.Подбор
муфт
Муфта
1: Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-75
D=80 мм;
dm=18 мм;
l=80 мм;
Муфта
2:Муфта шарнирная 500-1-60-1-УЗ ГОСТ 5147-80
5.
Расчет валов
.1 Рассчитаем диаметры валов из условия прочности при кручении
(Сталь
45 по ГОСТ 1050-74)
=18 мм,
принимаем равным 18 мм.
=26,13
мм, принимаем равным 26 мм.
=37,41
мм, принимаем равным 38 мм.
.2
Проверочный расчет быстроходного вала
Вал
представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и
шарнирно-подвижной (рис.1):
=23,34 Н×м
Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:
;
Определим
эквивалентные напряжения
=90,16
МПа;
=20,1
МПа;
=96,64
МПа;
=186,7
МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);
sЕ<[s];
Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:
При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности
определяют по формуле:
; [S]=1,3
где
коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
коэффициент
запаса по касательным напряжениям:
; ;
=1,46;
=1,296;
=40,02
МПа; ys=yt=0
=10,05
МПа;
=4,271; =10,98;
=3,75;
5.3
Проверочный расчет среднего вала
Вал
представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной
(рис.2):
=72,82 Н×м
Ftpк=1111,42 Н; Frpк=361,12
Н;
Определяем
суммарный изгибающий момент в опасном сечении:
;
Определим
эквивалентные напряжения
=127,9
МПа;
=20,7
МПа;
=132,8
МПа;
=186,7
МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);
sЕ<[s];
Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:
При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности
определяют по формуле:
; [S]=1,3
где
коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
коэффициент
запаса по касательным напряжениям:
; ;
Суммарные
коэффициенты и ,
учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и
кручении, вычисляем по формулам:
=1,57;
=1,39;
=42,64
МПа; ys=yt=0
=10,35
МПа;
=3,73; =10,42;
=3,51;
Рис.1
Рис.2
5.3 Проверочный расчет приводного вала
Вал представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и
шарнирно-подвижной (рис.1):
=209,47 Н×м
Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:
;
Определим
эквивалентные напряжения
=122,1
МПа;
=19,08
МПа;
=126,49
МПа;
=186,7
МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);
sЕ<[s];
Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:
При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности
определяют по формуле:
; [S]=1,3
где
коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
коэффициент
запаса по касательным напряжениям:
; ;
Суммарные
коэффициенты и ,
учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и
кручении, вычисляем по формулам:
=1,58;
=1,4;
=40,7
МПа; ys=yt=0
=9,54
МПа;
=3,88; =11,23;
=3,66;
6.
Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
Современный
расчет подшипников качения базируется на двух критериях:
)
статической грузоподъемности (предупреждает образование вмятин);
)
динамической грузоподъемности (предупреждает усталостное выкрашивание);
При
проектировании опор передачи исходными для определения нагрузок, действующих на
подшипник, являются силы в зацеплении. В зацеплении действует нормальная сила Fn и
сила трения Fтр. Силами трения в зацеплении пренебрегают, так как
коэффициент трения между хорошо смазанными и чисто обработанными зубьями весьма
мал. Для удобства расчетов нормальную силу Fn раскладывают
на составляющие: в общем случае - радиальную Frр; окружную Ftр;
осевую Faр.
Схема
приложения нагрузок, их распределение между опорами и их величины такие же, как
были приведены в проверочных расчетах соответствующих валов.
.1
Расчет подшипников быстроходного вала
Для
наиболее нагруженной опоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1,
Кб=1, КТ=1;
,
принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную
нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:
Для
определения динамической грузоподъемности определяем:
a1=0,62 -
коэффициент, учитывающий надежность узла;
a23=0,7 -
коэффициент, учитывающий качество материала подшипника;
p=3 - показатель
степени, определяющий тип подшипника;
=1020
млн. об. - ресурс в миллионах оборотов;
=7748,33
Н;
По
каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №205, d=25
мм, D=52 мм, B=15 мм, C=14000 H, C0=6950
H, n=12000 мин-1;
Проверка
на быстроходность:
; =38,5 мм;
мин-1<12000
мин-1
6.2
Расчет подшипников среднего вала
Для
наиболее нагруженной опоры (В) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RВ), V=1,
Кб=1, КТ=1;
,
принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную
нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:
;
=318,75
млн. об.;
=40826,74
Н;
По
каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №305, d=25
мм, D=62 мм, B=17 мм, C=41000 H, C0=22400
H, n=7500 мин-1;
Проверка
на быстроходность:
; =43,5 мм;
мин-1<7500
мин-1
.3
Расчет подшипников приводного вала
Для
наиболее нагруженной опоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1,
Кб=1, КТ=1;
,
принимаем X=1, Y=0.
Эквивалентную
нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:
;
=108 млн.
об.;
=31167,5
Н;
По
каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №306, d=30
мм, D=72 мм, B=19 мм, C=32000 H, C0=24200
H, n=8000 мин-1;
Проверка
на быстроходность:
; =51 мм;
мин-1<8000
мин-1
7.Расчет
параметров корпуса
Обычно
корпуса редукторов изготавливают из чугунного литья, а корпуса
тяжелонагруженных редукторов- из стального литья. При индивидуальном
изготовлении корпуса часто выполняют сварными из листовой стали Ст2,Ст3.
Толщина стенок сварных корпусов примерно на 20-30 % меньше чугунных.
Соотношение
размеров основных элементов корпуса из чугуна
Толщина
стенки редуктора
мм;
Толщина
стенки крышки
мм;
Толщина
ребра:
в
сопряжении со стенкой корпуса
мм;
в
сопряжении со стенкой крышки
мм;
высота
Н=5×d=40 мм;
Диаметр
фундаментальных болтов:
мм;
Диаметр
болтов соединения крышки с корпусом редуктора:
мм;
Диаметр
болтов крепления торцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия:
мм;
Толщина
фундаментных лап:
мм;
Толщина
фланца корпуса
мм;
Высота
центров:
мм;
Зазор
между зубчатым колесом и стенкой корпуса:
D=0,6×d=4,8 мм;
между
зубчатым колесом и дном:
D1=2,5×d=16 мм;
между
зубчатыми колесами:
D2=0,4×d=3,2 мм;
8.Подбор
масла
Экономичность
и долговечность машин в большей степени зависят от правильности выбора смазочного материала. Обычно значение
коэффициента трения в парах трения снижаются с ростом вязкости смазочного
материала, но вместе с тем повышаются
гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала. Вопрос
правильного выбора вязкости масла сводится к определению некоторого
оптимального ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов
машин, а также рекомендаций теории смазывания.
1. Способ смазывания.
В редукторе применим непрерывное смазывание жидким маслом картерным
непроточным методом (окунанием). Этот способ применим для зубчатых передач при
окружных скоростях до 12,5 м/с.
. Выбор сорта масла.
Масло индустриальное И-100А ГОСТ 20799-75
9. Расчет болтов крепления редуктора к раме
Расчетная схема болтового соединения приведена на рис.3.
.1 Определим потребное усилие затяжки из условия не раскрытия стыка:
;
; ; =0;
;
z=4 - принятое
число болтов;
Ас
- площадь, на которой расположена группа болтов:
=180×246=44280 мм2,
Wc - момент
сопротивления:
=1815480
мм3;
=23,34+209,47=232,87
Н×м
k = 1,5 - коэффициент
запаса затяжки;
=2129,9
Н;
=291,08
Н;
9.2 Полное усилие, действующее на один болт:
=2129,9+0,4×291,08=2246,33 Н
Материал
болтов сталь 40Х -
=333,33
МПа;
.3
Определяем расчетный внутренний диаметр резьбы болтов из условия их прочности
на разрыв:
=3,58 мм;
Конструктивно
принимаем внутренний диаметр d=20 мм.
Рис.3
Список используемой литературы
1. Анурьев
В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.1-М:
Машиностроение,1982-736 с.
2. Анурьев
В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.2-М:
Машиностроение,1980-559 с.
. Анурьев
В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.3-М:
Машиностроение,1978-557 с.
. “Проектирование
механизмов-роботов”/В.И.Назин - Учебное пособие. Харьков: ХАИ,1999-137 с.
. “Расчет
и проектирование зубчатых передач”/Учебное пособие к курсовому проекту по
деталям машин/Артеменко Н.П., Волошин Ю.И. Харьков: ХАИ, 1980-113 с.
. “Инженерные
расчеты подшипников и валов”/Учебное пособие- В.И.Назин-Харьков: ХАИ,
1995-120с.
. Иванов
М.Н. “Детали машин”. Учебник для ВУЗов. М, «Высшая школа”,1976-339 с.