ПЗ курсовая работа детали машин. Курсовой проект по дисциплине Детали машин Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора

• Название: Курсовой проект по дисциплине Детали машин Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора
• Анкор: ПЗ курсовая работа детали машин
• Дата: 19.01.2022
• Размер: 341.94 Kb.
• Имя файла: N_DM_KR.docx
• Тип: Курсовой проект; #336101

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ВОЗДУШНОГО ТРАНСПОРТА

(РОСАВИАЦИЯ)

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ

УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

ГРАЖДАНСКОЙ АВИАЦИИ» (МГТУ ГА)




Кафедра технической механики и инженерной графики
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: Детали машин

«Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора»
Вариант № 11

Выполнил:

Студентка 3 курса

Механического факультета

группы ЭВСм 3-1

Давлатов Мирзо
Преподаватель:

Пермякова Вера Владимировна

Оглавление

3

1. Кинематический и силовой расчет редуктора. Выбор электродвигателя 3

2. Расчет цилиндрической косозубой передачи 4

3. Расчет валов 7

3.1. Быстроходный вал. 7

3.2. Тихоходный вал. 7

3.3. Расчет на статическую прочность вала. 8

3.4. Расчет шпоночных соединений. 11

3.5. Проверочный расчет прочности вала под колесом. 11

3.6. Расчет на долговечность подшипников тихоходного вала редуктора. 12

4. Выбор масла 13

5. Выбор посадок для основных соединений деталей редуктора 13

1. Кинематический и силовой расчет редуктора. Выбор электродвигателя

Исходные данные для расчета – крутящий момент Т₂ = 145 Нм и частота вращения тихоходного вала n₂ = 413 об/мин.

Целью кинематического расчета является определение: передаточного числа редуктора, крутящих моментов на валах, их частот вращения и выбор электродвигателя для привода редуктора. Ниже изложен порядок расчета.

1. 
   Угловая скорость тихоходного вала, с^-1
   

2. 
   Мощность на выходе редуктора, Вт
   

3. 
   Ориентировочное передаточное число
   

4. 
   Коэффициент полезного действия редуктора. Для цилиндрического косозубого колеса редуктора η = 0,95.
   
5. 
   Потребная мощность на входе редуктора, Вт
   

6. 
   По потребляемой мощности Р₁, Вт и по рекомендуемой частоте вращения n_синх = 1500 об/мин выбираем электродвигатель 132M4/1447 на 15000 Вт
   

В выбранной марке двигателя число, расположенное под наклонной чертой, представляет собой асинхронную, т.е. рабочую частоту вращения вала. Для двигателя 132M4/1447 n_асинх = 1447 об/мин. После этого частоту вращения быстроходного вала редуктора следует принять n₁ = n_асинх.

7. 
   Уточняем передаточное число редуктора.
   

8. 
   Угловая скорость быстроходного вала, с^-1
   

9. 
   Крутящий момент на быстроходном валу, Нм
   

10. 
    Действительное значение крутящего момента на тихоходном валу, Нм
    

Действительный крутящий момент на тихоходном валу не отличается от указанного в задании (315 Нм).

11. 
    Исходными данными для расчета редуктора являются крутящие моменты Т₁ = 52,87 Нм и Т₂ = 145 Нм, частоты вращения n₁ = 1447 об/мин и n₂ = 413 об/мин, передаточное число и = 3,5, срок службы редуктора L_h = 2,5 года.
    

2. Расчет цилиндрической косозубой передачи

2.1. Расчет на контактную выносливость.

2.1.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес по рекомендуемой твердости колеса Н₂:

Н₂ = (235…262) НВ

Марка стали – Сталь 45;

Термообработка колеса – улучшение;

Термообработка шестерни – улучшение.

2.1.2. Пределы контактной выносливости:

Для материала шестерни σ_НО1 = 646 МПа

Для материала колеса σ_НО2 = 567 МПа

2.1.3. Допускаемые контактные напряжения отдельно для шестерни [σ_Н]₁ и колеса [σ_Н]₂:



,

где коэффициент контактной безопасности для улучшенных зубчатых колес S_H = 1,1.

2.1.4. Если в косозубой передаче колесо и шестерня имеют различную твердость, то допускаемое напряжение передачи определяется по формуле:



2.1.5. Коэффициент ширины зубчатых колес по отношению к межосевому расстоянию при твердости колеса H₂≤ 350 НВ можно назначить ψ_ba = 0,4.

Коэффициент ширины зубчатых колес по отношению к диаметру шестерни:



2.1.6. Коэффициент K_Hβ, учитывающий неравномерность распределения контактной нагрузки вдоль линии контакта зубьев, при твердости колеса H₂≤ 350 НВ можно принять K_Hβ = 1,1.

2.1.7. Коэффициент K_HV, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку при входе зубьев в зацепление, зависит от степени точности передачи, твердости зубчатых колес и окружной скорости в зацеплении. На начальном этапе, когда размеров передачи ещё нет и нет возможности определить окружную скорость, коэффициент K_HV ориентировочно можно выбрать, исходя из твердости колеса H₂≤ 350 НВ и вида передачи (косозубая). K_HV = 1,1.

2.1.8. Оптимальное число зубьев шестерни z₁ = 21.

После назначения z₁ определяют число зубьев колеса:



2.1.9. Ориентировочное значение угла наклона зубьев β ≈ 14°.

2.1.10. Коэффициент перекрытия для косозубой передачи:



2.1.11. Предварительное значение межосевого расстояния передачи для косозубой передачи из расчета на контактную выносливость определяют по формуле:

,

где a_w’ – м; Е = 2,1  10¹¹ Н/м² – модуль упругости первого рода; [σ_Н] – допускаемое контактное напряжение, Н/м².



2.1.12. Полученное в метрах a_w’ следует переводим в миллиметры и округляем до ближайшего значения a_w из нормального ряда линейных размеров. Таким образом, a_w = 100 мм.

2.1.13. Ширина зубчатого колеса и шестерни, мм





2.2. Расчет цилиндрической косозубой передачи на выносливость при изгибе.

2.2.1. Пределы выносливости для напряжений изгиба отдельно для зубьев шестерни и для зубьев колеса:

σ_FO1 = 435 МПа

σ_FO2 = 500 МПа

2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и для зубьев колеса определяется по формулам:



,

где S_F = 1,75 – коэффициент запаса при расчете на изгиб.

2.2.3. Ориентировочное значение диаметра делительной окружности колеса:



2.2.4. Ориентировочное значение окружной силы в зацеплении:



2.2.5. Предварительное значение модуля зацепления из расчета на сопротивление усталостному изгибу:



2.2.6. Полученное в метрах значение модуля следует перевести в миллиметры и округлить до ближайшего стандартного значения. Следовательно, m_n = 1 мм.

2.2.8. Уточнение чисел зубьев для косозубой передачи. Ориентировочное суммарное число зубьев:





При этом для обеспечения нормального зацепления косозубой передачи необязательно изготавливать со смещением, а достаточно уточнить фактический угол наклона, который необходимо определять с точностью до 4 знаков после запятой:



Фактические числа зубьев шестерни:



Фактические числа зубьев колеса:



Фактическое передаточное число косозубой передачи:



2.2.9. Проверка прочности зубьев передачи по фактическим напряжениям изгиба.

2.2.9.1. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределение удельной нагрузки вдоль линии контакта зубьев при расчете на изгиб K_Fβ = 1,08.

2.2.9.2. Фактическая окружная скорость в зацеплении:



2.2.9.3. Коэффициент, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку при входе зубьев в зацепление, K_FV = 1,12.

2.2.9.4. Для косозубой передачи коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2 определяют в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:





При х₁ = 0 и : Y_F1 = 3,68

При х₂ = 0 и : Y_F2 = 3,62

2.2.9.5. Влияние на прочность зубьев при изгибе учитывается коэффициентом Y_β, который определяется по формуле:



2.2.9.6. Проверка условий прочности зубьев на изгиб.

Рабочие напряжения изгиба в основании зубьев шестерни:





Рабочие напряжения изгиба в основании зубьев колеса:





Условия прочности выполняются.

2.3. Диаметры колес в цилиндрических зубчатых передачах.

2.3.2. Делительные диаметры:





Должно выполняться условие:



Диаметры впадин:





Диаметры выступов:





2.4. Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых передач.

2.4.2. Окружная сила:



Радиальная сила:



Осевая сила:

3. Расчет валов

3.1. Быстроходный вал.

3.1.1. Диаметры:

[τ]_быс = 25 МПа



(манжета)

(подшипник)



(пункт 2.3.2)

3.1.2. Выбор подшипника.

Предварительно выбираем шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии, обозначение – 36206:

Диаметр наружный (D) – 62 мм;

Диаметр внутренний (d₅ = d₈) – 25 мм;

Ширина подшипника (В) – 17 мм;

Динамическая грузоподъемность (C_r) – 22 кН;

Статическая грузоподъемность (C_0r) – 12 кН.

3.1.3. Длины:

3.2. Тихоходный вал.

3.2.1. Диаметры:

[τ]_тих = 55 МПа



(манжета)









3.2.2. Выбор подшипника.

Предварительно выбираем шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии, обозначение – 36207:

Диаметр наружный (D) – 72 мм;

Диаметр внутренний (d₁₁ = d₁₆) – 35 мм;

Ширина подшипника (В) – 17 мм;

Динамическая грузоподъемность (C_r) – 30,8 кН;

Статическая грузоподъемность (C_0r) – 17,8 кН.

3.2.3. Длины:

3.3. Расчет на статическую прочность вала.

3.3.1. Плоскость YOZ.

Реактивные силы:













Проверка:



Эпюра M_YOZ:

1 участок:





2 участок:





3.3.2. Плоскость XOZ.

Реактивные силы:









Эпюра M_XOZ:

1 участок:





2 участок:





3.3.3. Проверка условия прочности.







Диаметр вала под колесом:

Осевой момент сопротивления:



→ Статическая прочность вала обеспечена.

3.4. Расчет шпоночных соединений.

Шпонка призматическая (из ГОСТ 23360-78):

b = 14 мм – ширина шпонки

h = 9 мм – высота шпонки

t₁ = 5,5 мм – глубина паза вала

t₂ = 3,8 мм – глубина паза ступицы





где



→ Условие прочности при смятии выполняется.

3.5. Проверочный расчет прочности вала под колесом.

Момент сопротивления сечения вала при изгибе (осевой момент сопротивления):





Момент сопротивления сечения вала при кручении (полярный момент сопротивления):





При постоянном по величине и направлению изгибающем моменте М_{экв.изг} = 325,52 Нм в поперечном сечении вала возникают переменные напряжения изгиба, которые изменяются по симметричному циклу. Это происходит потому, что вал, вращаясь, поворачивается по отношению к внешнему моменту. Значит, растяжение волокон вала от изгиба чередуется с их сжатием.

Амплитуда нормальных напряжений от изгиба:



Шпоночная канавка – концентрат напряжений, т.е. действительное напряжение в углах шпоночной канавки больше амплитуды нормальных напряжений. Такое увеличенное напряжение уменьшает выносливость вала.

Влияние концентратора на выносливость вала учитывают эффективным коэффициентом концентрации нормальных напряжений:



На выносливость вала влияет и его диаметр. Это влияние учитывается коэффициентом масштабного фактора:



На выносливость вала также влияет качество механической обработки его поверхности. Коэффициент качества поверхности:



Коэффициент запаса прочности вала для нормальных напряжений должен быть больше допускаемого коэффициента запаса [n] = 1,5:



Касательные напряжения кручения в сечении вала изменяются по отнулевому циклу. Это связано с повторяющимися включениями и выключениями редуктора.

Максимальное касательное напряжение в цикле:



Амплитуда касательных напряжений:



Постоянная составляющая отнулевого цикла:



Эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений:



Масштабный фактор и коэффициент качества поверхности имеют такую же величин:





Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:



Общий коэффициент запаса прочности:



→ Выносливость вала обеспечена.

3.6. Расчет на долговечность подшипников тихоходного вала редуктора.

,

где ;

х и у – коэффициенты радиальной и осевой реакции;

v = 1 – скорость при вращающемся вале и неподвижном корпусе;









где







По условию

→ Долговечность обеспечена.

4. Выбор масла

→ Масло И-Г-А-46

Кинематическая вязкость при 40°С: 41 … 51 м²/с

5. Выбор посадок для основных соединений деталей редуктора

5.1. Выбор посадок подшипников тихоходного вала редуктора.

Подшипник №36207 → ∅вн = 35 мм → ∅нар = 72 мм

5.1.1. Внутренний диаметр – посадка с натягом в системе отверстия.









5.1.2. Наружный диаметр – посадка переходная в системе вала.









5.2. Выбор посадки вала под колесом.

Посадка с натягом в системе отверстия.

Москва 2021