Кинематический и энергетический расчет редуктора. Определение общего передаточного отношения и распределение по ступеням. Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки. Расчёт конической передачи. Предварительный подбор подшипников.
Аннотация к работе
Для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму применяется редуктор, благодаря которому увеличивается крутящий момент и уменьшается частота оборотов. Поэтому редукторы получили широкое распространение в машиностроении. Зубчатые передачи в редукторе обладают высоким КПД и могут передавать большие нагрузки. К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся надежность и долговечность, удобство и простота обслуживания. Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надежность, износостойкость, жесткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность и т.д.Из задания имеем:
Согласно рекомендации [1] имеем: В нашем случае принимаем: Тогда передаточное отношение первой ступени:
Найдем передаточные отношения от центрального колеса “a” к сателлиту “g” и от сателлита “g”к корончатому колесу “b”:Частоту вращения определяем по формуле: где S - номер вала, начиная со второгоСогласно рекомендации [2] округляем полученное значение до ближайшего целого, причем
Таким образом, число сателлитов в планетарной передаче равно 3Т.к. передача авиационная, следовательно, требует повышенной надежности и точности, работает с умеренными скоростями и повышенными нагрузками, то согласно рекомендации [1], стр.Тогда: Определяем крутящий момент на центральном колесе: Где Кнер - коэффициент неравномерности. при отсутствии самоустанавливающегося элемента, при одном самоустанавливающемся элементе, при двух и более самоустанавливающихся элементахТ. к. передача авиационная и, следовательно, требует обеспечения высокой надежности и малых массо-габаритных характеристик, то для всех зубчатых колес передачи выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой цементацией. Механические свойства приведены в таблице №1.Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле: где SH lim b - базовый предел контактной выносливости, SH - допускаемый коэффициент безопасности по контактной выносливости.Согласно рекомендации [1], принимаем: KFL - коэффициент долговечности: KFC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубья: При HB>350 MF принимаем равным 9: MF=9 Считаем допускаемые изгибные напряжения для I-ой ступени: Принимаем : Считаем допускаемые изгибные напряжения для II-ой ступени: Принимаем : Считаем допускаемые изгибные напряжения для центрального колеса: Принимаем : Считаем допускаемые изгибные напряжения для сателлита: Принимаем : Считаем допускаемые изгибные напряжения для короны: Принимаем : В качестве расчетного допускаемого изгибного напряжения принимаем меньшее значение из всех полученных: редуктор подшипник конический передачаИз предыдущих расчетов:Определим - угол у вершины начального конуса шестерни: Определим внешний делительный диаметр шестерни по формуле: Определим конусное расстояние : Далее найдем - рабочую ширину зубчатого венца: .Определим - окружной модуль на внешнем торце конических колес по формуле: Число зубьев шестерни Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого определим по формуле: ; Определим - окружной модуль на середине ширины зубчатого венца конического колеса: Определим средний делительный диаметр шестерни :Определим окружную скорость V по формуле: - коэффициент динамической нагрузки определим по рекомендации [1] (см. приложение 5, стр.25).; примем Определим и из рекомендации [1] (см. приложение 9, стр.28) для : для : Определим расчетные напряжения по изгибу для шестерни 1: Расчетное напряжение по изгибу для колеса 2: Из предыдущих расчетов и ? условие прочности на усталость по изгибу для шестерни 1 выполняется ? условие прочности на усталость по изгибу для колеса 2 выполняетсяПри цементации имеем ? условие прочности по контактным напряжениям при перегрузках выполняется Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу при перегрузках : , Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу .Определим половину угла начального конуса шестерни 1: Определим половину угла начального конуса колеса 2: Определим делительный диаметр на внешнем торце шестерни 1: мм Определим делительный диаметр на внешнем торце колеса 2: мм Угол ножки зуба будет равен: Определим углы конуса вершин шестерни 1 и колеса 2: Определим углы конуса впадин шестерни 1 и колеса 2: Определим диаметр вершин зубьев шестерни 1 и колеса 2: мм ммИз предыдущих расчетов: , СТ=7Коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра: Т.
План
Содержание
Введение
1. Кинематический и энергетический расчет редуктора
1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням
1.2 Определение частот вращения валов редуктора
1.3 Определение числа сателлитов для планетарной ступени
1.4 Определение КПД ступеней и мощностей на валах
1.5 Определение крутящих моментов на валах
2. Расчет зубчатых передач редуктора
2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки
2.1.1 Определение допускаемых контактных напряжений для зубчатой передачи
2.1.2 Определение допускаемых изгибных напряжений для зубчатой передачи
2.2 Расчет конической передачи
2.2.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности
2.2.2 Определение модуля и числа зубьев
2.2.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
2.2.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу
2.2.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках
2.2.6 Определение геометрических размеров передачи
2.3 Расчет планетарной передачи
2.3.1 Определение габаритов передачи a-g
2.3.2 Определение модуля зацепления
2.3.3 Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений
2.3.4 Определение геометрических размеров передачи
2.3.5 Определение ширины коронки корончатого колеса «b»
2.3.6 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
2.3.7 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу
3. Определение усилий в зацеплениях
3.1 Расчет усилий в зацеплении конической передачи
3.2 Расчет усилий в зацеплении планетарной передачи
4. Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода
4.1 Предварительное определение диаметров валов
5. Расчет параметров передач на ЭВМ
6. Расчет валов для компьютерного варианта
7. Выбор варианта редуктора
7.1 Определение объема редуктора, полученного аналитическим расчетом
7.2 Определение объема редуктора, полученного расчетом на ЭВМ
8. Предварительный выбор подшипников
Заключение
Список использованных источников
Введение
Для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму применяется редуктор, благодаря которому увеличивается крутящий момент и уменьшается частота оборотов.
Он обладает компактностью, надежностью и долговечностью. Поэтому редукторы получили широкое распространение в машиностроении. Зубчатые передачи в редукторе обладают высоким КПД и могут передавать большие нагрузки.
В данной работе проектируются зубчатые передачи редуктора вертолета. К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся надежность и долговечность, удобство и простота обслуживания.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надежность, износостойкость, жесткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность и т.д.
Спроектировать главный редуктор вертолета
Исходные данные: FT = 40 КН
FH = 2 КН nвых = 200 мин-1
Рвых = 160 КВТ nвх = 2200 мин-1 th = 2000 ч l = 500 мм
Примечания: 1. За расчетную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно действующих нагрузок, при которой число циклов перемены напряжений Nn ?5?104
2. Коэффициент перегрузки kg=1,15…1,30 , при этом число циклов перемены напряжений Nn ?1?104