Проектирование редуктора на базе модели редуктора вертолёта МИ-2. Курсовой проект по деталям машин. Курсовой проект по дисциплине Детали машин

Название	Курсовой проект по дисциплине Детали машин
Анкор	Проектирование редуктора на базе модели редуктора вертолёта МИ-2
Дата	21.12.2022
Размер	0.61 Mb.
Формат файла
Имя файла	Курсовой проект по деталям машин.docx
Тип	Курсовой проект #857813
страница	2 из 3

1 2 3

2.2 Проектирование конической передачи

2.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

В связи с тем, что основные виды разрушений зубчатых передач носят усталостный характер, разрушающие напряжения в передачах определяются с использованием экспериментальных кривых выносливости. Разрушающее контактное напряжение

определяют по кривой контактной выносливости, пример которой показан на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 – Кривая контактной выносливости

Допускаемые контактные напряжения принято определять по формуле:

,
где

– базовый предел контактной выносливости, МПа;

– коэффициент безопасности по контактным напряжениям;

– коэффициент долговечности по контактным напряжениям.

Принимаем твёрдость на поверхности зубьев HRC = 60. Базовый предел контактной выносливости согласно [1] при цементации:

Коэффициент безопасности по контактным напряжениям согласно [1] принимаем

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям определяется по формуле:

где

– базовое число циклов перемены контактных напряжений;

– расчетное число циклов перемены контактных напряжений.

Базовое число циклов перемены контактных напряжений согласно [1] при

Расчетное число циклов перемены контактных напряжений для переменного режима работы определяется по формуле:

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

– коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям;

– ресурс работы передачи.

Коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям определяется по следующей формуле:

Число нагружений зуба за один оборот шестерни и колеса С=1.

Расчетное число циклов перемены контактных напряжений для шестерни:

Расчетное число циклов перемены контактных напряжений для колеса:

Так как

, то коэффициент долговечности по контактным напряжениям для шестерни рассчитывается по формуле:

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям для колеса:

Допускаемые контактные напряжения для шестерни:

Допускаемые контактные напряжения для колеса:

В качестве допускаемых контактных напряжений для передачи принимаем [σ_H] =

2.2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба принято определять по формуле:

,
где

– базовый предел выносливости по изгибу, МПа;

– коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;

– коэффициент долговечности по напряжениям изгиба;

– коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.

Базовый предел выносливости по изгибу согласно [1] при цементации принимаем

Коэффициент безопасности по напряжениям изгиба согласно [1] принимаем

Коэффициент долговечности по напряжениям изгиба определяется по формуле:

,
где

– базовое число циклов перемены напряжений изгиба;

– расчётное число циклов перемены напряжений изгиба.

Базовое число циклов перемены напряжений изгиба согласно [1] при

Расчетное число циклов перемены напряжений изгиба для переменного режима работы определяется по формуле:

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

– коэффициент эквивалентности по напряжениям изгиба.
Коэффициент эквивалентности по напряжениям изгиба определяется по следующей формуле:

Число нагружений зуба за один оборот шестерни и колеса С=1.

Расчетное число циклов перемены напряжений изгиба для шестерни:

Расчетное число циклов перемены напряжений изгиба для колеса:

Так как

и ,то коэффициент долговечности по напряжениям изгиба для шестерни и колеса

.

Коэффициент

, учитывающий двустороннее приложение нагрузки, принимаем равным 1

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

В качестве допускаемых напряжений изгиба для передачи принимаем [σ_F] =

2.2.3 Определение габаритных размеров

Одним из основных геометрических параметров конической передачи является угол Σ между осями колес, показанный на рисунке 2, представляющий собой сумму

, угла делительного конуса шестерни и колеса соответственно. В данном случае угол Σ=

Рисунок 2.2 – Основные размеры конической зубчатой передачи
Угол делительного конуса шестерни определяется по формуле:

Т.к. Σ=

, то угол делительного конуса колеса равен:

Предварительно принимаем коэффициент нагрузки по контактным напряжениям

из интервала

Вспомогательный коэффициент при проектировочном расчете

, поскольку угол наклона зубьев в среднем сечении

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего диаметра шестерни согласно [1] принимаем

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно конусного расстояния:

Условие

выполнено.

Средний делительный диаметр шестерни:

где

– вспомогательный коэффициент при проектировочном расчете,

;

– крутящий момент на валу шестерни, Н·мм;

– предварительный коэффициент нагрузки по контактным напряжениям;

– допускаемые контактные напряжения для конической передачи, МПа;

– коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего диаметра шестерни;

– передаточное отношение конической передачи;

– межосевой угол, град.

Подставив имеющиеся данные, получим:

.
Определим ширину зубчатого венца по следующей формуле:

По ГОСТ 6636 примем

Выполним проверочный расчет.

Найдем окружную скорость V:

где

– средний делительный диаметр шестерни, мм;

– частота вращения вала шестерни, об/мин.

Подставим числовые значения:

Коэффициент динамической нагрузки согласно [1]

Найдем

по формуле:

По материалам методических указаний [1] –

Т.к. твердость зубьев HB > 350, заключаем, что

Находим

по формуле:

Таким образом, погрешность вычисления

2.2.4 Определение модуля и чисел зубьев

Минимальное значение модуля по требованиям термообработки составляет

По материалам методических указаний [1] определяем коэффициент

, поскольку степень точности конической прямозубой передачи мы выбрали равной 7.

Дальше, для определения чисел зубьев, мы должны определить коэффициент нагрузки при расчете по изгибным напряжениям по формуле:

,
где

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев при многопарном зацеплении;

– эффективное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

– коэффициент динамической нагрузки.

Исходя из предыдущих расчетов,

,

Подставив числовые значения, получим:

Определим коэффициент, учитывающий наклон зубьев, по следующей формуле: . Он равен единице, так как передача прямозубая и угол наклона зубьев в среднем сечении

Условие

соблюдено, значит, следующим шагом мы выбираем коэффициент формы зуба

из представленного диапазона

Нормальный модуль в среднем сечении зуба согласно [1] определяется, как:

где

– крутящий момент на валу шестерни, Н·мм;

– коэффициент нагрузки при расчете по изгибным напряжениям;

– коэффициент формы зуба;

– коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

– средний делительный диаметр шестерни, мм;

– ширина зубчатого венца, мм;

– допускаемые напряжения изгиба шестерни для конической передачи, МПа.

Подставив числовые значения, получим:

Принимаем

согласно [1].

Теперь мы можем определить число зубьев шестерни по следующей формуле:

Дальше мы определяем эквивалентное число зубьев шестерни по формуле:

где

– число зубьев шестерни;

– угол делительного конуса шестерни, град;

– угол наклона зубьев в среднем сечении, град.

Подставим числовые значения, получим:

Так как выполняется условие

, определяем коэффициент формы зуба шестерни по материалам [1]:

3,85.

Полученный коэффициент формы зуба шестерни удовлетворяет условию

, а значит, мы можем определить число зубьев колеса:

Уточняем передаточное отношение:

2.2.5 Определение геометрических размеров передачи

Определим следующие параметры конической передачи.

Угол зацепления в торцевом сечении зуба:

Торцевой модуль в среднем сечении зуба равен нормальному, соответственно,

Средний делительный диаметр шестерни:

Среднее конусное расстояние:

Внешнее конусное расстояние:

Торцевой модуль на внешнем торце:

Примем модуль стандартным, согласно [1]

Найдем внешние делительные диаметры шестерни и колеса.

Внешний делительный диаметр шестерни:

Внешний делительный диаметр колеса:

Теперь, зная внешний делительный диаметр шестерни, уточним внешнее конусное расстояние:

А с помощью внешнего конусного расстояния уточняем среднее конусное расстояние:

Имея среднее и внешнее конусное расстояние, запишем следующую формулу для уточнения торцевого модуля в среднем сечении зуба:

И новое значение среднего делительного диаметра шестерни будет равно:

мм.
Теперь, поскольку мы имеем прямозубую зубчатую передачу и угол наклона зубьев в среднем сечении

, мы можем заключить, что высота головки зуба на внешнем торце равна значению торцевого модуля на внешнем торце, соответственно,

, а высота ножки зуба на внешнем торце равна

Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса определяются по формулам:

Внешние диаметры впадин зубьев шестерни и колеса определяются, как:

2.2.6 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность

Зная угол зацепления в торцевом сечении, можно определить коэффициент, учитывающий геометрию контактирующих тел:

Теперь мы можем найти контактные напряжения в зубьях конической передачи и сравнить их с допускаемыми.

,
Па.
Условие

соблюдается, что означает, что условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Следовательно, недогрузка находится в допустимых пределах.

2.2.7 Проверочный расчёт зубьев на изгибную прочность

Согласно предыдущим расчетам,

, 3,85.

Найдем эквивалентное число зубьев колеса

Согласно материалам методических указаний [1], найдем коэффициент формы зуба колеса

3,6.

Используя предыдущие расчеты, найдем напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса с учетом измененной ширины зубчатого венца и сравним их с допускаемыми.