Курсовая работа: Привод аэросаней

Курсовая работа: 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

2007

Содержание

Введение

1Определение исходных данных

2.Подбор электродвигателя

3.Расчет цилиндрической косозубой передачи

3.1 Расчет первой ступени

3.2 Расчет второй ступени

4.Подбор муфт

5. Расчет валов

5.1 Расчет диаметров валов

5.2 Проверочный расчет быстроходного вала

5.3 Проверочный расчет среднего вала

5.4 Проверочный расчет приводного вала

6. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности

6.1 Расчет подшипников быстроходного вала

6.2 Расчет подшипников среднего вала

6.3 Расчет подшипников приводного вала

7.Расчет параметров корпуса

8.Подбор масла

9.Расчет фундаментальных болтов

10. 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;

1.3 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

3.1 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

3.1.1 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;

3.1.3 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

8-ой степени точности, принятой нами в предположении, что

окружная скорость в зацеплении Vокр=3-8;

kH=;

kF=;

3.1.5 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

3.1.7 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%.

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;

3.1.9 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;

3.2 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

3.2.1 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=;

NH2=60·n3·c2·t=

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

t-срок службы передачи

3.2.3 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;

3.2.4 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 ;

Страницы: 1, 2