Привод аэросаней

Привод аэросаней

Министерство образования и науки Украины

Харьковский национальный аэрокосмический университет им.Н.Е.Жуковского “ХАИ”

Кафедра 202

“Привод аэросаней”

ХАИ.202.234.07З.260.16

Пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

“ Конструкция машин и механизмов ”

Выполнил: студентка гр.234

Сабадаш Ю.Н.

Проверил: доц. Назин В.И.

Харьков

Содержание

Введение

1Определение исходных данных

2.Подбор электродвигателя

3.Расчет цилиндрической косозубой передачи

3.1 Расчет первой ступени

3.2 Расчет второй ступени

.Подбор муфт

. Расчет валов

.1 Расчет диаметров валов

.2 Проверочный расчет быстроходного вала

.3 Проверочный расчет среднего вала

.4 Проверочный расчет приводного вала

. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности

.1 Расчет подшипников быстроходного вала

.2 Расчет подшипников среднего вала

.3 Расчет подшипников приводного вала

.Расчет параметров корпуса

.Подбор масла

.Расчет фундаментальных болтов

. Расчет узла винта

Список используемой литературы

Введение

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов.

Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования.

В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Цилиндрические двухступенчатые редукторы развернутой схемы применяются обычно в интервале передаточных чисел 8..30. Простота конструкции обусловила их широкое применение в промышленности.

Заданием курсового проекта является расчет и проектирование основных узлов редуктора аэросаней: расчет на прочность и выносливость шестерни и зубчатых колес, подбор и расчет основных узлов, валов и подбор подшипников, проектирование узла редуктора с двигателем и барабаном в сборе.

Проектируемый в данной работе редуктор аэросаней должен отвечать основным критериям работоспособности: прочности, износостойкость, жесткости, теплостойкости, вибрационной устойчивости.

Значение того или иного критерия определяют по условиям работы.

Основным требованием, предъявляемым к конструкции проектируемого механизма, является надежность и экономичность.

1.Определение исходных данных

редуктор подшипник вал болт

1.1 Потребная мощность привода

Pвх=18,4 кВт;

ηобщ=ηзп2ηмуф2ηподш4 ;

ηмуф =0,96..0,98;

ηподш=0,99..0,995;

ηзп=0,96..0,98;

ηобщ=0,982 ·0,9952·0,97=0,886;

1.2 Передаточное отношение редуктора

iобщ===9,44;

Принимаем i1=3,2, отсюда i2=iобщ/i1=2,95;

.3 Частота вращения среднего вала

n2= =2656,25 мин-1;

1.4 Частота вращения тихоходного вала

n3= =900,423 мин-1;

1.5 Крутящий момент на приводном валу

T1==23,34 Н×м;

1.6 Крутящий момент на среднем валу

T2==72,82 Н×м;

1.7 Крутящий момент на быстроходном валу.

T3==209,47 Н×м;

2. Подбор электродвигателя

nдв=8500 мин-1 -номинальные обороты двигателя

Nдв=18,4 кВт -мощность номинальная

Двигатель Хонда - 250РС, Япония

3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

.1 Расчет первой ступени.

Подводимая к валу шестерни мощность -------------------18,4 кВт

Срок службы------------------------------------------------------9000 ч

Частота вращения шестерни-----------------------------------n1=8500 мин-1

Частота вращения колеса---------------------------------------n2=2656,26 мин-1

Угол наклона зуба в зацеплении------------------------------b=0°

Угол зацепления--------------------------------------------------a»20°

Режим нагрузки постоянный.

Принятые материалы

Проектировочный расчет

.1.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем z1=21, тогда z2=67,2;

3.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса

NH1=60·n1·c1·t=;

NH2=60·n2·c2·t=;

с1 и c2 -количества контактов зубьев шестерни колеса за один оборот;

t-срок службы передачи;

.1.3 Определение допускаемых напряжений

а) контактные:

[σH]=·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·· KHL;

σHO1=18·45+150=960 МПа;

[σH]1=0,9×1=785,455 Mпа;

σHO2=18·40+150=870 Mпа;

[σH]2=×1=711,818 МПа;

В качестве расчетного принимаем [σH]расч=710[МПа]

б) изгибные:

F=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;

kFL=-коэффициент долговечности;

Так как NF1>NFO1 и NF2>NFO2 ,то kFL1= kFL2=1; ;

σFO1= σFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75;

[σF]1=[σF]2=×1=315 МПа;

в) предельные:

[σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2=Мпа;

[σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2= Мпа;

3.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

kH= kHβ· kHυ ---- коэффициенты расчетной нагрузки

kF= kFβ· kFυ соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость;

kHβ и kFβ ---- коэффициенты динамической нагрузки ;

kHβ =1,07; kFβ =1,14;

kHυ≈ kFυ=kV=1,2 --- коэффициенты динамической нагрузки для

-ой степени точности, принятой нами в предположении, что

окружная скорость в зацеплении Vокр=3-8;

kH=;

kF=;

.1.5 Начальный (делительный) диаметр шестерни:

=;

где  =675 ; ; =23,34 Н×м;

==30,56 мм;

3.1.6 Модуль зацепления

=1,528 мм;

По ГОСТ 9563-60 округляем модуль до mn=2 мм,тогда

=88,4 мм;

=42 мм;

=134,4 мм;

ширина зубчатого венца bw=dw1×ybd=30 мм.

Проверочный расчет

.1.7 Проверка передачи на контактную выносливость

Предварительно устанавливаем следующие параметры:

коэффициенты :

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей;

; где ; ,

;

=0,797;

Уточнение окружной скорости:

=18,63 м/с;

Уточнение расчетной нагрузки:

; ,где

=1111,42 Н;

=44,045 Н/мм;

=1,498;

Определяем удельную расчетную окружную силу:

=65,94 Н/мм;

=552,59 МПа;

Т.о. недогрузка передачи составляет 15%. Для более рационального ее использования принимаем толщину зубчатого венца равной 15 мм:

=79,28 Н/мм;

=1,276;

Определяем удельную расчетную окружную силу:

=100,96 Н/мм;

=686,34 МПа;

Т.о. недогрузка меньше 3%.

.1.8 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

[σF]1=[σF]2= МПа;

Так как 73,09<83,81 проверяем на прочность зуб шестерни:

=107,73 Н/мм;

; ;

=138,92 МПа<315 МПа;

.1.9 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома)

=1017,9 МПа;

=305,58 МПа;

3.1.10 Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:

=42 мм; =134,4мм;

=46 мм; =138,4 мм;

=38 мм;

=130,4 мм;

=15 мм; aw=88,4 мм.

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

;

=26,3 мм;

.2 Расчет второй ступени

Подводимая к валу шестерни мощность -------------------17,94 кВт

Срок службы------------------------------------------------------9000 ч

Частота вращения шестерни---------------------------------n1=2656,25 мин-1

Частота вращения колеса-------------------------------------n2=900,423 мин-1

Угол наклона зуба в зацеплении------------------------------b=0°

Угол зацепления--------------------------------------------------atw»20°

Режим нагрузки постоянный.

Принятые материалы

Проектировочный расчет

.2.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса

i2==2,95

Принимаем z1=18, тогда z2=z1×i1=18×2,95=53,1; принимаем z2=53;

3.2.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса

NH1=60·n2·c1·t=;=60·n3·c2·t=

с1 и c2 -количества контактов зубьев шестерни колеса за один оборот

t-срок службы передачи

.2.3 Определение допускаемых напряжений

а) контактные:

[σH]=·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·· KHL;

σHO1=18·45+150=960 МПа;

[σH]1=0,9=785,45 Mпа;

σHO2=18·40+150=870 MПа;

[σH]2==711 МПа;

В качестве расчетного принимаем [σH]расч=711 МПа;

б) изгибные :

σF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;

Так как NF1>NFO1 и NF2>NFO2 ,то kFL1= kFL2=1; ;      σFO1= σFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75;

[σF]1=[σF]2==314.286 МПа;

в) предельные:

[σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2==4480 МПа;

[σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2==1280 МПа;

.2.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

kH= kHβ· kHυ ---- коэффициенты расчетной нагрузки

kF= kFβ· kFυ соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость;

kHβ и kFβ ---- коэффициенты динамической нагрузки ;

kHβ =1,07; kFβ =1,14;

kHυ≈ kFυ=kV=1,2 --- коэффициенты динамической нагрузки для

-ой степени точности, принятой нами в предположении, что окружная скорость в зацеплении Vокр=3-8;

kH==1,284 ;

kF==1,386;

.2.5 Начальный (делительный) диаметр шестерни

=; где  =675 ; =1,15; =72,82 Н×м;

=675=38 мм;

3.2.6 Модуль зацепления

окружной =2,11 мм;

По ГОСТ 9563-60 округляем модуль до m=2,5 мм,тогда

=88,4 мм;

=45 мм;

=132,5 мм;

ширина зубчатого венца bw=dw1×ybd =27 мм.

Проверочный расчет

.2.7 Проверка передачи на контактную выносливость:

Предварительно устанавливаем следующие параметры:

коэффициенты :

; =1,765,

; ;

Уточнение окружной скорости:

=6,25 м/с;

Уточнение расчетной нагрузки:

; ,где

=7,66 Н/мм;

=3236,4 Н;

=128,25 Н/мм;

=1,059;

Определяем удельную расчетную окружную силу:

=135,8 Н/мм;

=771,8 МПа;

Т.о. недогрузка передачи составляет 15,3%. Для более рационального ее использования принимаем толщину зубчатого венца равной 36 мм:

=96,193Н/мм;

=1,0796;

Определяем удельную расчетную окружную силу:

=103,85 Н/мм;

=674,89 МПа;

Т.о. недогрузка меньше 3%.

.2.8 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

σF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL;

=76,45; =84,45;

Проверяем зуб шестерни:

=110,57 Н/мм;

; ; ;

=142,59 МПа, что меньше допустимого.

.2.9 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома):

=1088,9 МПа;

=313,7 МПа;

.2.10 Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса

=45 мм; =132,5мм;

=50 мм; =137,5 мм;

=38,75 мм;

=126,25 мм;

=27 мм; aw=88,4 мм.

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

=38,3 мм, принимаем равным 38 мм.

4.Подбор муфт

Муфта 1: Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-75

D=80 мм;

dm=18 мм;

l=80 мм;

Муфта 2:Муфта шарнирная 500-1-60-1-УЗ ГОСТ 5147-80

5. Расчет валов

.1 Рассчитаем диаметры валов из условия прочности при кручении

 (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74)

=18 мм, принимаем равным 18 мм.

=26,13 мм, принимаем равным 26 мм.

=37,41 мм, принимаем равным 38 мм.

.2 Проверочный расчет быстроходного вала

Вал представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.1):

=23,34 Н×м

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

;

Определим эквивалентные напряжения

=90,16 МПа;

=20,1 МПа;

=96,64 МПа;

=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);

sЕ<[s];

Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:

; [S]=1,3

где  коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

коэффициент запаса по касательным напряжениям:

; ;

=1,46;

=1,296;

=40,02 МПа; ys=yt=0

=10,05 МПа;

=4,271; =10,98;

=3,75;

5.3 Проверочный расчет среднего вала

Вал представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.2):

=72,82 Н×м

Ftpк=1111,42 Н; Frpк=361,12 Н;

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

;

Определим эквивалентные напряжения

=127,9 МПа;

=20,7 МПа;

=132,8 МПа;

=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);

sЕ<[s];

Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:

; [S]=1,3

где  коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

коэффициент запаса по касательным напряжениям:

; ;

Суммарные коэффициенты  и  , учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении, вычисляем по формулам:

=1,57;

=1,39;

=42,64 МПа; ys=yt=0

=10,35 МПа;

=3,73; =10,42;

=3,51;

Рис.1

Рис.2

5.3 Проверочный расчет приводного вала

Вал представляют как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (рис.1):

=209,47 Н×м

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

;

Определим эквивалентные напряжения

=122,1 МПа;

=19,08 МПа;

=126,49 МПа;

=186,7 МПа (Сталь 45 по ГОСТ 1050-74);

sЕ<[s];

Проверим коэффициент запаса прочности по усталости:

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:

; [S]=1,3

где  коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

коэффициент запаса по касательным напряжениям:

; ;

Суммарные коэффициенты  и  , учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении, вычисляем по формулам:

=1,58;

=1,4;

=40,7 МПа; ys=yt=0

=9,54 МПа;

=3,88; =11,23;

=3,66;

6. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности

Современный расчет подшипников качения базируется на двух критериях:

) статической грузоподъемности (предупреждает образование вмятин);

) динамической грузоподъемности (предупреждает усталостное выкрашивание);

При проектировании опор передачи исходными для определения нагрузок, действующих на подшипник, являются силы в зацеплении. В зацеплении действует нормальная сила Fn и сила трения Fтр. Силами трения в зацеплении пренебрегают, так как коэффициент трения между хорошо смазанными и чисто обработанными зубьями весьма мал. Для удобства расчетов нормальную силу Fn раскладывают на составляющие: в общем случае - радиальную Frр; окружную Ftр; осевую Faр.

Схема приложения нагрузок, их распределение между опорами и их величины такие же, как были приведены в проверочных расчетах соответствующих валов.

.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Для наиболее нагруженной опоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1, Кб=1, КТ=1;

, принимаем X=1, Y=0.

Эквивалентную нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:

Для определения динамической грузоподъемности определяем:

a1=0,62 - коэффициент, учитывающий надежность узла;

a23=0,7 - коэффициент, учитывающий качество материала подшипника;

p=3 - показатель степени, определяющий тип подшипника;

=1020 млн. об. - ресурс в миллионах оборотов;

=7748,33 Н;

По каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №205, d=25 мм, D=52 мм, B=15 мм, C=14000 H, C0=6950 H, n=12000 мин-1;

Проверка на быстроходность:

; =38,5 мм;

 мин-1<12000 мин-1

6.2 Расчет подшипников среднего вала

Для наиболее нагруженной опоры (В) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RВ), V=1, Кб=1, КТ=1;

, принимаем X=1, Y=0.

Эквивалентную нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:

;

=318,75 млн. об.;

=40826,74 Н;

По каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №305, d=25 мм, D=62 мм, B=17 мм, C=41000 H, C0=22400 H, n=7500 мин-1;

Проверка на быстроходность:

; =43,5 мм;

 мин-1<7500 мин-1

.3 Расчет подшипников приводного вала

Для наиболее нагруженной опоры (А) рассчитываем эквивалентную нагрузку, принимая (Fr=RA), V=1, Кб=1, КТ=1;

, принимаем X=1, Y=0.

Эквивалентную нагрузку для радиального подшипника определяют по формуле:

;

=108 млн. об.;

=31167,5 Н;

По каталогу выбираем подшипник радиальный шариковый по ГОСТ 8338-75 №306, d=30 мм, D=72 мм, B=19 мм, C=32000 H, C0=24200 H, n=8000 мин-1;

Проверка на быстроходность:

; =51 мм;

 мин-1<8000 мин-1

7.Расчет параметров корпуса

Обычно корпуса редукторов изготавливают из чугунного литья, а корпуса тяжелонагруженных редукторов- из стального литья. При индивидуальном изготовлении корпуса часто выполняют сварными из листовой стали Ст2,Ст3. Толщина стенок сварных корпусов примерно на 20-30 % меньше чугунных.

Соотношение размеров основных элементов корпуса из чугуна

Толщина стенки редуктора

мм;

Толщина стенки крышки

 мм;

Толщина ребра:

в сопряжении со стенкой корпуса

 мм;

в сопряжении со стенкой крышки

 мм;

высота

Н=5×d=40 мм;

Диаметр фундаментальных болтов:

 мм;

Диаметр болтов соединения крышки с корпусом редуктора:

 мм;

Диаметр болтов крепления торцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия:

 мм;

Толщина фундаментных лап:

 мм;

Толщина фланца корпуса

 мм;

Высота центров:

 мм;

Зазор между зубчатым колесом и стенкой корпуса:

D=0,6×d=4,8 мм;

между зубчатым колесом и дном:

D1=2,5×d=16 мм;

между зубчатыми колесами:

D2=0,4×d=3,2 мм;

8.Подбор масла

Экономичность и долговечность машин в большей степени зависят от правильности выбора смазочного материала. Обычно значение коэффициента трения в парах трения снижаются с ростом вязкости смазочного материала, но вместе с тем повышаются гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала. Вопрос правильного выбора вязкости масла сводится к определению некоторого оптимального ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, а также рекомендаций теории смазывания.

1.      Способ смазывания.

В редукторе применим непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом (окунанием). Этот способ применим для зубчатых передач при окружных скоростях до 12,5 м/с.

. Выбор сорта масла.

Масло индустриальное И-100А ГОСТ 20799-75

9. Расчет болтов крепления редуктора к раме

Расчетная схема болтового соединения приведена на рис.3.

.1 Определим потребное усилие затяжки из условия не раскрытия стыка:

;

; ; =0;

;

z=4 - принятое число болтов;

Ас - площадь, на которой расположена группа болтов:

=180×246=44280 мм2,

Wc - момент сопротивления:

=1815480 мм3;       

=23,34+209,47=232,87 Н×м

k = 1,5 - коэффициент запаса затяжки;

=2129,9 Н;

=291,08 Н;

9.2 Полное усилие, действующее на один болт:

=2129,9+0,4×291,08=2246,33 Н

Материал болтов сталь 40Х -

=333,33 МПа;

.3 Определяем расчетный внутренний диаметр резьбы болтов из условия их прочности на разрыв:

=3,58 мм;

Конструктивно принимаем внутренний диаметр d=20 мм.

Рис.3

Список используемой литературы

1.       Анурьев В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.1-М: Машиностроение,1982-736 с.

2.      Анурьев В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.2-М: Машиностроение,1980-559 с.

.        Анурьев В.И. “Справочник конструктора машиностроителя”. В 3-х т. Т.3-М: Машиностроение,1978-557 с.

.        “Проектирование механизмов-роботов”/В.И.Назин - Учебное пособие. Харьков: ХАИ,1999-137 с.

.        “Расчет и проектирование зубчатых передач”/Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин/Артеменко Н.П., Волошин Ю.И. Харьков: ХАИ, 1980-113 с.

.        “Инженерные расчеты подшипников и валов”/Учебное пособие- В.И.Назин-Харьков: ХАИ, 1995-120с.

.        Иванов М.Н. “Детали машин”. Учебник для ВУЗов. М, «Высшая школа”,1976-339 с.