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.
• Имя файла: Курсовой проект по деталям машин.docx
• Тип: Курсовой проект; #857813
• страница: 3 из 3

2.3 Проектирование цилиндрической передачи

2.3.1Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения для цилиндрической передачи определяем по формуле:
,
где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов N_HG, МПа;

– коэффициент безопасности по контактным напряжениям;

– коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса работы передачи;

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхностей зубьев;

– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости V на допускаемое контактное напряжение.

Определим допускаемое контактное напряжение для шестерни:

Принимаем твёрдость на поверхности зубьев HRC = 59,5. Базовый предел контактной выносливости согласно [2] при цементации:

Также, согласно методическим указаниям [2] принимаем: ,

, ,

Тогда,

Определим допускаемое контактное напряжение для колеса:

Согласно методическим указаниям [2] принимаем:

, , ,

Тогда,

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

2.3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для цилиндрической передачи определяем по формуле:
,
где – предел выносливости при изгибе при отнулевом цикле напряжений, МПа;

– коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;

– коэффициент долговечности;

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

Определим допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Согласно методическим указаниям [2] принимаем: , , , ,

Тогда,

Определим допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Предел выносливости при изгибе при азотировании определяется по формуле:

Согласно методическим указаниям [2] принимаем: , , ,

Тогда,

2.3.3 Определение коэффициентов, используемых при расчёте передачи на выносливость.

Произведя расчёты с помощью методических указаний [2], предварительно получим: ,

Предварительное значение окружной скорости получим по формуле:


Первоначально зададим степень точности – 8.

2.3.4 Проектный расчёт закрытой цилиндрической передачи

На рисунке 2.3 показаны основные размеры цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления.

Рисунок 2.3 – Основные размеры цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления

Определим межосевое расстояние по формуле:

По ГОСТ 2185-66 примем .

Рабочая ширина венца для колеса:

Рабочая ширина венца для шестерни:

Модуль передачи: .
Определим суммарное число зубьев колеса и шестерни:

Тогда число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:
Уточним значение окружной скорости и коэффициентов нагрузки:
,
Следовательно,
Выполним проверочный расчёт.

Определим расчётное контактное напряжение:

,
Следовательно, недогрузка составляет 8,7%, что не превышает 10%, значит условие выполняется.

Проверим зубья на выносливость при изгибе, учитывая, что ,



, значит условие выполняется.
.
, значит условие выполняется.

2.3.4 Определение основных геометрических размеров зубчатых колёс

Диаметр делительной окружности шестерни:



Диаметр делительной окружности колеса:


Диаметр окружности вершин зубьев шестерни:

Диаметр окружности вершин зубьев колеса:
.
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни:

Диаметр окружности вершин зубьев колеса:
.
Проверка:

, то есть проверка выполняется.

2.2.5 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила: , так как передача прямозубая.

3 Эскизная компоновка редуктора

1. Предварительная оценка диаметров валов

Валы предназначены для поддержания вращающихся деталей, обеспечения их геометрической оси вращения и передачи крутящего момента между установленными на них деталями.

Ориентировочные значения диаметров валов определяются из условия прочности на чистое кручение и округляются до чисел, кратных 5, из условия установки подшипников.

Найдем наружный диаметр вала по следующей формуле:
,
где крутящий момент на валу, Н*мм;

допускаемое напряжение кручения, МПа;

β – коэффициент пустотелости вала.

В нашем редукторе имеется входной, промежуточный и выходной вал. Рассчитаем для них наружные диаметры.

Принимаем для первого вала МПа, коэффициент пустотелости β = 0,8, коэффициент динамичности при перегрузках а T₁=0,7682 10⁶, исходя из предыдущих расчетов.

Тогда допускаемые напряжения кручения определятся, как:

Расчётное значение крутящего момента:

Наружный диаметр первого вала:

Внутренний диаметр первого вала:

Принимаем для второго вала МПа, коэффициент пустотелости β = 0,75, коэффициент динамичности при перегрузках а T₂=1,863 10⁶, исходя из предыдущих расчетов.

Тогда допускаемые напряжения кручения определятся, как:

Расчётное значение крутящего момента:





Наружный диаметр второго вала:

Внутренний диаметр второго вала:

Выходной вал выполним из материала 40ХН. Тогда для него принимаем МПа, коэффициент пустотелости β = 0,7, коэффициент динамичности при перегрузках а T₃=5,3978 10⁶, исходя из предыдущих расчетов.

Тогда допускаемые напряжения кручения определятся, как:

Расчётное значение крутящего момента:

Наружный диаметр третьего вала:

Внутренний диаметр третьего вала:

3.2 Предварительный подбор подшипников качения

На входной вал действуют окружная, радиальная и осевая силы конической передачи. Для восприятия осевой силы выбираем однорядный шариковый радиально-упорный подшипник средней узкой серии № 176313 с разъемным внутренним кольцом. Для обеспечения возможности температурных перемещений второй выбирается роликовый радиальный подшипник средней узкой серии № 2313 с короткими цилиндрическими роликами.

На промежуточный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы конической передачи. Для восприятия осевой силы выбираем шариковый радиально-упорный однорядный подшипник лёгкой узкой серии № 176218 с разъемным внутренним кольцом. Для обеспечения возможности температурных перемещений второй выбирается роликовый радиальный подшипник легкой узкой серии № 2218 с короткими цилиндрическими роликами.

На выходной вал действуют радиальная сила и тяга несущего винта. Для выходного вала устанавливаем роликовый радиально-упорный подшипник лёгкой узкой серии №176218. Для обеспечения возможности температурных перемещений второй выбирается роликовый радиальный подшипник легкой узкой серии № 2218 с короткими цилиндрическими роликами.

Приведем данные выбранных нами подшипников в виде таблицы 2.
Таблица 2 – Параметры подшипников

Подшипник	Диаметр внутренний, мм	Диаметр внешний, мм	Ширина, мм	Динамическая грузоподъёмность, Н
176313	65	140	33	146900
2313	65	140	33	138000
176218	90	160	30	144300
2218	90	160	30	142000