Міністерствоосвіти і науки України
Харківськийнаціональний аерокосмічний університет ім.М.Є.Жуковського "ХАІ"
Кафедра 202
"Привідаеросаней "
ХАІ.202.234.07З.260.16
Пояснювальназаписка
до курсовогопроекту з дисципліни
"Конструкціямашин і механізмів "
Виконав: студенткагр.234
Сабадаш Ю.М.
Перевірив: доц. Назін В.І.
Харків
2007
Зміст
Введення
1Определеніе вихідних даних
2.Подбор електродвигуна
3.Расчет циліндричної косозубой передачі
3.1 Розрахунок першого ступеня
3.2 Розрахунок другого ступеня
4.Подбор муфт
5. Розрахунок валів
5.1 Розрахунок діаметрів валів
5.2 Перевірочний розрахунок швидкохідного вала
5.3 Перевірочний розрахунок середнього вала
5.4 Перевірочний розрахунок приводного вала
6. Розрахунок підшипників по динамічній вантажопідйомності
6.1 Розрахунок підшипників швидкохідного вала
6.2 Розрахунок підшипників середнього вала
6.3 Розрахунок підшипників приводного валу
7.Расчет параметрів корпусу
8.Подбор масла
9.Расчет фундаментальних болтів
10. Розрахунок вузла гвинта
Список використаної літератури
Введення
редуктор називають механізм, виконаний у вигляді окремого агрегату,службовець для пониження кутової швидкості і відповідно підвищення крутящихмоментів.
Редуктор - невід'є
мна складова частина сучасногообладнання.
У приводах загальномашинобудівногопризначення, що розробляються при курсовому проектуванні, редуктор єосновним і найбільш трудомістким вузлом.
Циліндричні двоступінчасті редуктори розгорнутої схемизастосовуються зазвичай в інтервалі передаточних чисел 8 .. 30. Простота конструкціїзумовила їх широке застосування в промисловості.
Завданням курсового проекту є розрахунок і проектуванняосновних вузлів редуктора аеросаней: розрахунок на міцність і витривалість шестірніі зубчастих коліс, підбір і розрахунок основних вузлів, валів і підбір підшипників,проектування вузла редуктора з двигуном та барабаном у зборі.
Проектований в данійроботі редуктор аеросаней повинен відповідати основним критеріям працездатності:міцності, зносостійкість, жорсткості, теплостійкості, вібраційноїстійкості.
Значення того чи іншогокритерію визначають за умовами роботи.
Основною вимогою,пропонованим до конструкції проектованого механізму, є надійність іекономічність.
1.Визначення вихіднихданих
редуктор підшипниквал болт
1.1 Потрібна потужністьпривода
Pвх = 18,4 кВт;
О·общ = О·зп2О·муф2О·подш4
О·муф = 0,96 .. 0,98;
О·подш = 0,99 .. 0,995;
О·зп = 0,96 .. 0,98;
О·общ = 0,982В· 0,9952 В· 0,97 = 0,886;
1.2 Передаточневідношення редуктора
iобщ === 9,44;
Приймаємо i1 = 3,2, звідси i2 = iобщ/i1 = 2,95;
1.3 Частота обертання середньоговала
n2 == 2656,25 хв-1;
1.4 Частота обертаннятихохідного валу
n3 == 900,423 хв-1;
1.5 Крутний момент на приводному валу
T1 == 23,34 Н Г— м;
1.6 Крутний момент насередньому валу
T2 == 72,82 Н Г— м;
1.7 Крутний момент нашвидкохідному валу.
T3 == 209,47 Н Г— м;
2. Підбірелектродвигуна
Nдв = 8500 хв-1-номінальні обертидвигуна
Nдв = 18,4 кВт-потужність номінальна
Двигун Хонда - 250РС,Японія
3. Розрахунок циліндричноїпрямозубой передачі
3.1 Розрахунок першогощаблі.
підводиться до валушестерні потужність ------------------- 18,4 кВт
Термінслужби ------------------------------------------------- ----- 9000 год
Частота обертанняшестерні ----------------------------------- n1 = 8500 хв-1
Частота обертанняколеса --------------------------------------- n2 = 2656,26 хв-1
Кут нахилу зуба взачепленні ------------------------------ b = 0 В°
Кутзачеплення ------------------------------------------------- -a В»20 В°
Режим навантаженняпостійний.
Прийняті матеріали
Елемент передачі
Заготівля
Марка сталі
Термообробка
Пѓв, МПа
Пѓт, МПа
Твердість поверхні не менше
Базові числа циклів
шестеро-ня
Поковка
45
Об'ємна гарт
1000
750
(45-50) HRC
NHD1 = 6.107
NFD1 = 4.106
Колесо
Поковка
45
Об'ємна гарт
1000
750
(40-45) HRC
NHD2 = 4.107
NFD2 = 4.106
проектувальних розрахунків
3.1.1 Визначення числазубів шестерні і колеса
Приймаємо z1 = 21, тоді z2 = 67,2;
3.1.2 Визначення числациклів зміни напружень шестерні і колеса
NH1 = 60 В· n1 В· c1 В· t =;
NH2 = 60 В· n2 В· c2 В· t =;
с1 і c2-кількості контактів зубів шестерні колеса за одиноборот;
t-термін служби передачі;
3.1.3 Визначеннядопустимих напружень
а) контактні:
[ПѓH] = В· ZR В· ZE В· KL В· KХН В· KHL ≈ 0.9 В· В· KHL;
ПѓHO1 = 18.45 +150 = 960 МПа;
[ПѓH] 1 = 0,9 Г— 1 = 785,455 Mпа;
ПѓHO2 = 18.40 +150 = 870 Mпа;
[ПѓH] 2 = Г— 1 = 711,818 МПа;
В якості розрахунковогоприймаємо [ПѓH] расч = 710 [МПа]
б) ізгібние:
F = · kFg · kFd · kFC · YS · YR · kXF ≈ · kFL;
kFL =-коефіцієнт довговічності;
Так як NF1> NFO1 і NF2> NFO2, то kFL1 = kFL2 = 1;;
ПѓFO1 = ПѓFO2 = 550 Mпа; SF1 = SF2 = 1,75;
[ПѓF] 1 = [ПѓF] 2 = Г— 1 = 315 МПа;
в) граничні:
[ПѓH] max1 = [ПѓH] max2 = 2.8ПѓT; [ПѓH] max1 = [ПѓH] max2 = Мпа;
[ПѓF] max1 = [ПѓF] max2 = 0.8ПѓT; [ПѓF] max1 = [ПѓF] max2 = Мпа;
3.1.4 Визначення коефіцієнтіврозрахункового навантаження
kH = kHОІ В· kHП… ---- коефіцієнти розрахункового навантаження
kF = kFОІ В· kFП… відповідно при розрахунках на контактну і згинальнувитривалість;
kHОІ і kFОІ ---- коефіцієнти динамічного навантаження;
kHОІ = 1,07; kFОІ = 1,14;
kHП… ≈ kFП… = kV = 1,2 --- коефіцієнти динамічноїнавантаження для
восьмий ступеня точності, прийнятої нами в припущенні, що
окружна швидкість взачепленні Vокр = 3-8;
kH =;
kF =;
3.1.5 Початковий(Ділильний) діаметр шестерні:
=;
де = 675;; = 23,34 Н Г— м;
== 30,56 мм;
3.1.6 Модуль зачеплення
= 1,528 мм;
За ГОСТ 9563-60 округляємомодуль до mn = 2 мм, тоді
= 88,4 мм;
= 42 мм;
= 134,4 мм;
ширина зубчастого вінця bw = dw1 Г— ybd = 30мм.
Перевірочний розрахунок
3.1.7 Перевірка передачіна контактну витривалість
Попередньовстановлюємо наступні параметри:
коефіцієнти:
- коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь;
; де;,
;
= 0,797;
Уточнення окружнийшвидкості:
= 18,63 м/с;
Уточнення розрахунковоїнавантаження:
;, де
= 1111,42 Н;
= 44,045 Н/мм;
= 1,498;
Визначаємо питомурозрахункову окружну силу:
= 65,94 Н/мм;
= 552,59 МПа;
Т.ч. недовантаження передачістановить 15%. Для більш раціонального її використання приймаємо товщинузубчастого вінця рівною 15 мм:
= 79,28 Н/мм;
= 1,276;
Визначаємо питомурозрахункову окружну силу:
= 100,96 Н/мм;
= 686,34 МПа;
