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

FT, кН	FH, кН	nдв , мин-1	nвых , мин-1	Рвых , кВт	th , час	ℓ, мм
18	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 σв, МПа	Предел текучести σТ, 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).