Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Проектирование главного редуктора вертолёта

Министерство образования и науки Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Самарский государственный аэрокосмический университет

имени академика С.П. Королева

(национальный исследовательский университет)»

Инженерно-технологический факультет

Кафедра основ конструирования машин

Расчетно-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»

Проектирование главного редуктора вертолёта

Задание № ОКМ.005.005.000

Выполнила: Фатыхова А.А.

студент группы 425а

Руководитель проекта:

Тукмаков В.П.

Самара 2011

Задание № 5. Вариант № 5

Спроектировать цилиндрический редуктор

Исходные данные принимают согласно номеру задания из сборника заданий кафедры ОКМ [1]. Кинематическая схема показана на рисунке 1.

F_T – тяга несущего винта;

F_H – продольная сила несущего винта;

n_дв – частота вращения двигателя;

n_вых – частота вращения выходного вала;

Р_вых – мощность на выходном валу;

t_h – срок службы редуктора;

ℓ – расстояние от плоскости вращения винта вертолета.

Рисунок 1 – Кинематическая схема редуктора

Таблица 1 – Исходные данные

F_T, кН

F_H, кН

n_дв ,

мин^-1

n_вых , мин^-1

Р_вых , кВт

t_h , час

ℓ, мм

0,8

1300

280

110

1900

400

Режим работы – постоянный.

Привод несущего винта вертолета состоит из двигателя, ременной передачи (на схеме не показаны) и одноступенчатого редуктора.

Передаточное отношение привода распределить между ременной передачей и редуктором.

Расчетно-пояснительную записку оформляют согласно стандарту организации [2].

Рабочие чертежи оформляют согласно методическим указаниям [3].

Реферат

Курсовой проект.

Пояснительная записка: 30 с., 4 рисунка, 2 таблицы, 8 источников, 1 приложение.

Графическая документация: 2 листа А1, 2 листа А3.

Редуктор, подшипник, гайка, болт, вал, корпус,

зубчатое колесо.

Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Выполнен кинематический, энергетический и расчёт редуктора вертолёта. Произведён подбор чисел зубьев зубчатых колёс, определены основные габариты передач, произведена проверка редуктора на контактную и изгибную прочность. Произведена оценка диаметров валов, рассчитаны силы в зацеплениях. Подобраны и рассчитаны на долговечность подшипники. Рассчитаны на прочность валы и шлицевые соединения.

содержание

введение 5

1 Кинематический и энергетический расчет редуктора 6

1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение

его по ступеням 6

1.2 Определение частот вращения валов редуктора 6

1.3 Определение КПД ступеней и мощностей на валах 7

1.4 Определение крутящих моментов на валах 7

2 Расчет зубчатых передач редуктора 8

2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической

обработки 8

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений 8

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба 10

2.4 Расчет конической передачи 12

2.4.1 Определение основных параметров конической

прямозубой передачи из условий контактной прочности 12

2.4.2 Определение модуля и числа зубьев 12

2.4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность 13

2.4.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу 14

2.4.5 Определение геометрических размеров передачи 16

3 Обоснование конструкции и определение размеров

основных деталей и узлов привода 17

3.1 Предварительное определение диаметров валов и подбор

подшипников качения 17

3.2 Определение усилий в зацеплении и расчет подшипников

качения на заданный ресурс и долговечность 18

4 Расчет шлицевых соединений 23

список использованных источников 24

приложение а. графическая часть 25

Введение

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых – прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.

Зубчатые передачи в современной промышленности имеют большое значение. Благодаря высокому КПД они широко применяются в технике. Зубчатые передачи необходимо рассчитывать на контактную и изгибную прочность, выполнить проверочный расчёт валов, подшипников, резьбовых и шлицевых соединений.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и, поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин – приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

Согласно заданию имеем частоту вращения валов:

;

Общее передаточное число привода:

где u_рп – передаточное число ременной передачи;

u_ред – передаточное число зубчатой передачи.

Примем u_рп = 2 , тогда

1.2 Определение частот вращения всех элементов привода

Частота вращения входного вала I:

Частота вращения выходного вала II:

1.3 Определение КПД ступени и мощности на валах

КПД конической передачи примем: η₁=0,97.

Мощности на валах определяются по следующей формуле:

1.4 Определение крутящих моментов на валах

Крутящие моменты на валах определяются по следующей формуле:

тогда:

Крутящий момент на валу I:

2 Расчет зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

Так как передача авиационная, тяжелонагруженная и требует обеспечения высокой надежности и малых значений массогабаритных характеристик, то для всех зубчатых колес выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой цементацией на глубину 1,0…1,2 мм с последующей закалкой, заготовка штамповка. Механические свойства приведены в таблице 1.

Таблица 1 – Механические свойства стали

Марка стали	Вид термо-обработки	Механические характеристики
		Твердость зубьев		Предел прочности σ_в, МПа	Предел текучести σ_Т, МПа
		На поверх-ности	В сердце-вине
12Х2Н4А	Цементация	HRC 58…63	HRC 35…40	1200	1000

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле

где - базовый предел контактной выносливости, МПа;

- коэффициент безопасности по контактным напряжениям;

- коэффициент долговечности.

Для сталей поверхностной закалки, цементированных (неоднородная структура по объему) коэффициент безопасности

Основные виды разрушений зубчатых передач носят усталостный характер, разрушающие напряжения в передачах определяются с использованием экспериментальных кривых выносливости, пример которой показан на рис. 1. Уравнение кривой контактной выносливости имеет вид:

Для контакта двух цилиндров по образующей принимают значение m_Н = 6.

Для стали 12Х2Н4А твердость поверхности составит 58…63 HRC. Принимаем HRC = 60.

Базовый предел контактной выносливости поверхности цементированных зубьев всех колес:

Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениям определяются по формуле:

где - базовое число циклов перемены контактных напряжений;

- эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений.

При большой длительности эксплуатации, когда , вводится ограничение При кратковременной работе передачи значение коэффициента долговечности также ограничивается - (при поверхностном упрочнении материала).

При твердости поверхности зубьев HRC ≥56 имеем

Эквивалентное число циклов переменных контактных напряжений определяется по формуле:

где - число нагружений зуба за один оборот j-го зубчатого колеса;

- частота вращения j-го зубчатого колеса, об/мин;

- долговечность, час.

Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений для зубчатых колес 1 и 2:

Для шестерни 1:

;

Для зубчатого колеса 2:

Коэффициенты долговечности по контактным напряжениям:

Тогда допускаемые контактные напряжения будет равны:

В качестве расчетных допускаемых напряжений для каждой пар зубчатых колес принимаем наименьшее значение из двух полученных:

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемое напряжение изгиба для каждого зубчатого колеса определяется по формуле:

где – базовый предел выносливости по изгибу, МПа;

- коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;

- коэффициент долговечности;

– коэффициент, учитывающий условия нагружения зуба.

Базовый предел выносливости по изгибу для цементированных зубьев принимаем = 800 МПа.

Так как поломка зуба является катастрофическим видом разрушения, то запасы прочности по напряжениям изгиба принимаются достаточно большим - = 1,8 .

Базовое число циклов перемены напряжений будет .

Коэффициенты долговечности при расчете по напряжениям изгиба определяются по формуле:

где - базовое число циклов перемены напряжений изгиба;

- эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.

При большой длительности эксплуатации, когда , вводится ограничение . При кратковременной работе передачи значение коэффициента долговечности также ограничивается - (для закаленных передач).

Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба определяется по формуле:

где - число нагружений зуба за один оборот j-го зубчатого колеса;

- частота вращения j-го зубчатого колеса, об/мин;

- долговечность, час.

Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба для зубчатых колес 1 и 2:

Для шестерни 1:

;

Для зубчатого колеса 2:

Коэффициенты долговечности по напряжениям изгиба:

В формулу для расчета допускаемых напряжений при изгибе вводится дополнительный коэффициент , учитывающий снижение прочности при знакопеременном режиме нагружения зуба (реверсивные передачи, сателлитные шестерни планетарных передач и т.п.). Значение коэффициента зависит от материала и характера изменения нагрузки зубчатого колеса. При работе зубьев двумя сторонами (рис. 2) = 0,7…0,8 (большое значение для НВ < 350). При работе зубьев одной стороной = 1,0 .

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны:

2.4 Расчет конической передачи

2.4.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности

Принимаем коэффициент нагрузки k` = 1,428; коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния ψ_BR = 0,18 при Σ ≠ 90.

Угол делительного конуса шестерни определяем по формуле:

Угол делительного конуса определяем по формуле:

Внешний делительный диаметр для шестерни определим по формуле:

Внешнее конусное расстояние определяется по формуле:

Ширина зубчатого венца определяется по формуле:

Округляем b_W = 46 мм .

2.4.2 Определение модуля и числа зубьев

Принимаем коэффициент формы зуба Y`_F1 = 4,0 .

Определяем внешний торцевой модуль:

Округляем по ГОСТ 9563 до большего целого (m ≥ m_min):

m_te =8 мм .

Число зубьев шестерни определяем из зависимости:

Определяем фактическое передаточное число:

Определяем погрешность вычисления:

< 0,03 .

Погрешность находится в допустимых пределах.

Средний окружной модуль:

Средний делительный диаметр шестерни:

2.4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Определим окружную скорость на среднем делительном диаметре шестерни:

м/с .

Коэффициент динамической нагрузки k_V = 1,2 определим при , СТ = 7 и НВ > 350.

Определим коэффициент ширины зубчатого венца:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки k_β = 1,15 при ψ_bd = 0,30959 и консольном расположении шестерни.

Определим коэффициент нагрузки:

Условие прочности по контактным напряжениям:

Расчетное контактное напряжение определяется по формуле:

МПа.

Определим погрешность:

0 <

Контактное напряжение в зубьях находится в допустимых пределах.

2.4.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

Условие прочности по напряжениям изгиба:

где – коэффициент формы зуба.

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

По эквивалентному числу зубьев определим коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

Y_F1 = 3,9376 и Y_F2 = 3,6217 .

Находим напряжение изгиба зубьев шестерни:

Находим напряжение изгиба зубьев колеса:

Приведенные расчеты показывают, что напряжение изгиба меньше допустимых значений.

2.4.5 Определение геометрических размеров передачи

Угол делительного конуса шестерни:

Угол делительного конуса колеса:

Внешний делительный диаметр для шестерни и колеса:

;

Внешнее конусное расстояние:

Среднее конусное расстояние:

Средний делительный диаметр шестерни и колеса:

Внешняя высота головки зубьев:

Внешняя высота ножки зубьев:

Угол ножки зуба:

Угол конуса вершин шестерни и колеса:

Угол конуса впадин шестерни и колеса:

3 ОБОСНОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ ПРИВОДА

Исходные данные: Т=1666137,98573 Н*мм – крутящий момент на валу, n=650 об/мин – частота вращения вала, t_h = 1900 часов – ресурс работы редуктора, F_t = 10000 Н – тяга несущего винта, F_н = 10000 Н – продольная сила несущего винта, d_w = 390 мм – начальный диаметр зубчатого колеса, β = 19,44° - угол наклона зубьев, α_nw = 70° - угол зацепления в нормальном сечении.

3.1 Предварительное определение диаметров валов и подбор подшипников качения

Определение диаметра вала по заниженным допускаемым напряжениям исходя из наличия только касательных напряжений.

Для высоконапряженных валов авиационных редукторов применяют многокомпонентные легированные стали 40ХН, 30ХГСА и др. Допускаемые касательные напряжения для легированных сталей [τ] = 50...80 МПа.

Принимаем [τ] = 60 МПа.

Диаметр вала шестерни:

Диаметр вала колеса:

где β – коэффициент пустотелости;

где d – диаметр вала; d₀ – диаметр отверстия.

Принимаем β = 0,8.

Принимаем диаметр d_I = 65 мм, d_II = 85 мм.

Рассматриваем схему вала и подбираем по каталогу роликовый конический (7) подшипник легкой серии (2) №7219:

d = 65 мм – диаметр внутреннего кольца,

D = 140 мм – диаметр наружного кольца,

b = 33 мм – ширина внутреннего кольца,

c = 28 мм – ширина наружного кольца,

d_w = 18,7 мм – диаметр ролика,

l = 21 мм – длина ролика,

C = 146000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника,

e = 0,41 – коэффициент осевого нагружения,

X = 0,4 – коэффициент радиальной нагрузки,

Y = 1,48 – коэффициент осевой нагрузки.

3.2 Определение усилий в зацеплении и расчет подшипников качения на заданный ресурс и долговечность

Определяем максимальный крутящий момент с учетом крутильных колебаний.

Т_max = (1+а)*Т = (1+0,25)*1666137,986 = 2082672,48 Н*мм;

Окружное усилие:

Осевое усилие:

Радиальное усилие:

Определяем реакции опор и изгибающие моменты действующие в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Принимаем за положительное направление – направление против часовой стрелки.

Вертикальная плоскость (y)

, отсюда

Изгибающие моменты в характерных точках

Горизонтальная плоскость (х)

, отсюда

Изгибающие моменты в характерных точках

Суммарные изгибающие моменты

М₁ = М₁^` = 0,00 Н*мм;

Н*мм;

Н*мм.

Строим эпюру крутящего момента и намечаем опасные сечения.

Суммарные радиальные реакции в опорах

Определение осевых реакций в опорах.

Для определения осевых нагрузок F_A и F_B имеем уравнение равновесия (ΣХ=0):

В общем случае F_A ≠ F_B, поэтому для решения нужны дополнительные условия. Наклон контактных линий в радиально-упорных подшипниках приводит к тому, что радиальные нагрузки F_r сопровождаются внутренними осевыми силами S, которые стремятся раздвинуть кольца подшипника в осевом направлении. Чтобы кольца не раздвинулись, необходимо выполнить условие F_a ≥ S.

Для конических роликоподшипников S = 0,83*e* F_r .

S_A = 0,83*e*R_A = 0,83*0,41*29763,22 = 10128,42 H;

S_B = 0,83*e*R_B = 0,83*0,41*10045,72 = 3418,56 H.

Для решения задачи принимают, что в одном из подшипников F_В = S_В, тогда

, откуда

F_А = F_Т + S_ВFa = 18000 + 3418,56 – 0 = 21418,56 Н > S_B.

Реакции определены верно.

Определение эквивалентных динамических нагрузок на опоры.

Эквивалентной динамической нагрузкой Р для радиальных и радиально-упорных подшипников называется такая постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимися внутренним кольцом и неподвижным наружным обеспечивает такую же долговечность, какую подшипник будет иметь при действительных условиях нагружения и вращения.

Формулы для определения эквивалентной динамической нагрузки для однорядных роликоподшипников имеют вид:

при ;

при .

Здесь V – коэффициент вращения, k_б – коэффициент безопасности, k_Т – температурный коэффициент. V = 1 – при вращающемся внутреннем кольце и неподвижном наружном кольцах (подшипники валов), k_Т = 1,0 – при рабочей температуре подшипника до 125⁰ С, k_б = 1,2 – для главных редукторов вертолетов.

Рассмотрим опору А.

т.е. F_A не снижает долговечности подшипника.

Н.

Рассмотрим опору В.

т.е. F_B снижает долговечность подшипника.

Эквивалентная динамическая нагрузка на опоре «В» выше, поэтому делаем проверку долговечности подшипника в этой опоре.

На долговечность проверим наиболее нагруженный подшипник.

Долговечность подшипника в часах:

часа.

где k_кач = 1…1,25 - коэффициент качества.

L_h = 2085,88 час > t_h = 1900 час.

Условие долговечности подшипника выполняется.

4 РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шлицевое соединение вала I:

где k = 0,7…0,8 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий между зубьями; z – число зубьев; h = m – высота поверхности контакта эвольвентных зубьев; m – модуль соединения; l – рабочая длина зубьев.

мм – средний радиус поверхности контакта для эвольвентных зубьев; (D x z x m = 65 x 32 x 2, l = 65 мм):

Шлицевое соединение вала II:

мм; (D x z x m = 85 x 28 x 3, l = 85 мм):

Список использованных источников

Силаев Б.М. Кинематические схемы авиационных приводов [текст]: метод. указания / Б.М. Силаев, Е.П. Жильников, М.И. Курушин [и др.]. – Самара: СГАУ, 2008. - 46 с.
СТО СГАУ 02068410-004-2007. Общие требования к учебным текстовым документам [Текст]. – Самара: СГАУ, 2007. - 34 с.
Балякин В.Б. Оформление рабочих чертежей при курсовом проектировании [текст]: метод. указания / В.Б. Балякин, В.Н. Васин, А.Н. Тихонов. – Самара: СГАУ, 2004. – 40 с.
Силаев Б.М. Расчет и конструирование деталей авиационных механических передач [текст]: учебно-справочное пособие / Б.М. Силаев. – Самара:
Изд-во СГАУ, 2008. – 150 с.
Жильников Е.П. Курсовое проектирование по деталям машин для авиационных специальностей [текст]: метод. указания / Е.П. Жильников, Б.М. Силаев, В.П. Тукмаков. – Самара: Изд-во СГАУ, 2008. - 32 с.
Жильников Е.П. Кинематический и энергетический расчет авиационных редукторов [текст]: метод. указания / Е.П. Жильников, В.П. Тукмаков. – Самара: СГАУ, 2008. - 24 с.
Жильников Е.П. Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач [текст]: метод. указания / Е.П. Жильников, В.П. Тукмаков. – Самара: СГАУ, 2008. - 24 с.
Балякин В.Б. Расчёт и проектирование валов, осей и опор качения авиационных редукторов [текст]: пособие по расчету на прочность / В.Б. Балякин, Е.П. Жильников. – Самара: Изд-во СГАУ, 2007. – 72 с.

Проектирование главного редуктора вертолёта