Пояснительная записка

к расчетной работе по дисциплине «Детали машин»

Проектирование главного редуктора легкого вертолёта

Выполнил: студент 535 группы

Веденеев С. Ф.

Проверил: доцент Тукмаков В.П.

Самара 2011

Задание № 2. Вариант № 1.

Спроектировать главный редуктор легкого вертолета

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

FT, кН	FH, кН	nдв , мин^-1	nвых , мин^-1	Рвых , кВт	ℓ, мм	th, час
	1,0

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].

РЕФЕРАТ

Расчетная работа.

Пояснительная записка: 15 с., 3 рисунка, 2 таблицы.

Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Выполнен кинематический, энергетический и расчёт редуктора вертолёта. Произведена проверка редуктора на контактную и изгибную прочность.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение 5

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА 6

1.1. Определение общего передаточного отношения

и распределение его по ступеням 6

1.2. Определение частот вращения элементов привода 6

1.4. Определение КПД ступени и мощности на валах 6

1.5. Определение крутящих моментов на валах 7

2. КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ И КОНТАКТНАЯ

ПРОЧНОСТЬ 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 11

ЗАКЛЮЧЕНИЕ 14

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 15

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.

Расчетная работа 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 РАСЧЁТ РЕДУКТОРА

1.1. Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

Согласно заданию имеем частоту вращения валов

;

Общее передаточное число привода

где передаточное число ременной передачи;

передаточное число зубчатой передачи.

Примем тогда:

1.2. Определение частот вращения элементов привода:

частота вращения входного вала I: ;

частота вращения входного вала II: .

1.4. Определение КПД ступени и мощности на валах

КПД цилиндрической передачи примем = 0,98.

Мощности на валах определяются по следующей формуле:

.

1.5. Определение крутящих моментов на валах

Крутящие моменты на валах определяются по следующей формуле:

тогда:

крутящий момент на валу I

=1,557·10⁶ Н·м.

крутящий момент на валу II

3,887·10⁶ Н·м.

Момент, действующий на колесо «а»: 3,18·10⁶ Н·м.

Момент, предаваемый с шестерни «а» к сателлиту «g»: ,

где k_нер — коэффициент неравномерности при одном плавающем колесе и числе сателлитов а_с = 5, имеем k_нер =1,15, отсюда

0,731·10⁶ Н·м

2. КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ И КОНТАКТНАЯ ПРОЧНОСТЬ

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 2.

Таблица 2 – Механические свойства стали

Марка стали	Вид термо- обработки	Механические характеристики
Твёрдость зубьев	Предел прочности σв, МПа	Предел текучести σТ, МПа
на поверх- ности	в сердце- вине
12Х2Н4А	Цементация	HRC 58…63	HRC 35…40

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.

Рисунок 1.

Уравнение кривой контактной выносливости имеет вид:

Для контакта двух цилиндров по образующей принимают значение .

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

Базовый предел контактной выносливости поверхности цементированных зубьев всех колес

Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениям определяется по формуле

где - базовое число циклов перемены 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 имеем .

Эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений определяется по формуле

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

- частота вращения j-ого 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:

.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям:

;

Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны:

В качестве расчётных допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колёс 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 .

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

Базовое число циклов перемены напряжений будет .

Коэффициенты долговечности при расчёте 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 закалённых 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 колёс 1 и 2:

Для шестерни 1:

Для зубчатого колеса 2:

Коэффициенты долговечности по напряжениям изгиба:

;

Примем и

В формулу для расчёта 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) (большее значение для HB>350). При работе зубьев одной стороной .

k_FC=0,7...0,8 k_FC=1,0

Рисунок 2

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны:

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной работе был выполнен кинематический и энергетический расчет редуктора, определены допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба.

Список использованных источников

1 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.

2 СТО СГАУ 02068410-004-2007. Общие требования к учебным текстовым документам [Текст]. – Самара: СГАУ, 2007. - 34 с.

3 Силаев Б.М. Расчет и конструирование деталей авиационных механических передач [текст]: учебно-справочное пособие / Б.М. Силаев. – Самара: Изд-во СГАУ, 2008. – 150 с.

4 Жильников Е.П. Кинематический и энергетический расчет авиационных редукторов [текст]: метод. указания / Е.П. Жильников, В.П. Тукмаков. – Самара: СГАУ, 2008. - 24 с.

5 Жильников Е.П. Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач [текст]: метод. указания / Е.П. Жильников, В.П. Тукмаков. – Самара: СГАУ, 2008. - 24 с.

6 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.

Дата добавления: 2015-08-17