Курсовая на тему Проектирование углового конического редуктора створок шасси на ЛА
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2014-07-18Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
Глава I. Подбор двигателя и предварительный кинематический расчёт
§1. Определение ориентировочного к.п.д. редуктора
,
где по [1]*,[2], 
- примерный к.п.д. быстроходной зубчатой
пары повышенной степени точности;
- примерный к.п.д. червячной передачи с
однозаходным цилиндрическим червяком
(zч=1 с целью малогабаритности);
- примерный коэффициент потерь на валу
с подшипниками качения;
– число последовательных валов.
Численно
§2. Определение потребной мощности электродвигателя
кВт.
Выбираем электродвигатель типа МПЩ мощностью 2,2 кВт с n = 5000
об/мин.
§3. Определение диаметра звездочки (рис.3)
Рис.1. Теоретические размеры цепной звездочки.
,
где по исходным данным
мм – шаг цепи;
– число зубьев звездочки
Численно
мм.
§4. Расчет числа оборотов в минуту звездочки (выходного вала редуктора)
об/мин,
где υц=8,0 м/мин – скорость движения цепи (по исходным данным);
DЗВ=0,136 м (§4).
Численно
об/мин.
§5. Общее передаточное число редуктора
§6. Разбивка передаточного числа по передачам механизма
1. Определяем максимально допустимое передаточное число данного механизма по максимально допустимым передаточным числам его передач:
где 
=6 – максимальное передаточное число конической передачи
([1],[2],[3]);
≈80 - максимальное передаточное число червячной передачи с
однозаходным червяком.
Численно
2. Определяем делитель для разбивки передаточного числа по передачам
П р и м е ч а н и е. Показатель корня равен числу последовательно работающих передач механизма.
Численно
3. Разбивка передаточного числа по передачам производим по формуле
где индекс i – номер передачи по ходу движения.
Итак,
;
.
Так как в червячной передаче взято zч=1 то 
должно быть целым числом.
Поэтому принимаем
.
Тогда
Глава II. Расчет червячной передачи
Схема червячной передачи помещена на рисунке.
Рисунок – 2 Кинематическая схема червячной передачи редуктора.
Исходные данные
1. Число оборотов ведущего вала n1=180 (nн в предыдущем расчете).
2. Передаточное число i = 17 (i3 в разд. I, §7, п. 3).
3. Коэффициент возможной неравномерности раздачи усилий на две цепи Кнер=1,25.
4. Коэффициент динамичности внешней нагрузки на валах червячных колес Kд=1,05.
5. Ориентировочный к. п. д. 
.
§ 1. Определение угловых скоростей
Для червяка
об/мин;
Для колеса
об/мин.
§ 2. Определение крутящих моментов
На червяке:
кГмм = 
Нмм,
где 
≈0,002 – примерное значение коэффициента потерь вала на
подшипниках качения;
на червячном колесе (предварительно)
кГмм = 
Нмм (далее подлежит уточнению).
§ 3. Выбор материалов червяка и червячного венца [I]
1. Червяк изготовлен из стали 40ХНА, имеет удовлетворительную вязкость и повышенную прочность после закалки с высоким отпуском:
кГ/мм2; 
кГ/мм2; 
кГ/мм2; 
кГ/мм2.
НВ = 280ч310 (ввиду кратковременности работы высокая твердость здесь не обязательна).
2.Венец червячного колеса при ожидаемой скорости скольжения υск<5 м/сек изготовлен из бронзы марки БрАЖ-9-4 (литье в киль) со следующими механическими характеристиками:
кГ/мм2; 
кГ/мм2; 
кГ/мм2; 
кГ/мм2.
§ 4. Определение числа циклов изменения напряжений
зубьев червячного колеса за расчетную долговечность.
,
где a=1,
мин
Согласно расчету в 1-й ступени редуктора величина 
оказалась практически одинаковой для контактных и изгибных напряжений зубьев.
1. По контактным напряжениям:
циклов.
2. По изгибным напряжениям.
Проверку нужно провести дважды: при r=0 и 
циклов и при r=-0,5 (реверс момента) соответственно числу реверсов 
циклов.
§ 5. Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев червячного колеса
Здесь их величины ограничиваются сверху и снизу так же, как и на рис.5, но по другим формулам [I], выраженным через 
.
Для безоловянистых бронз
кГ/мм2= 
Н/мм2;
кГ/мм2= 
Н/мм2.
Из записи условия
,
т. е. в числах
,
получается
Следовательно, нужно принять для расчета
кГ/мм2 = 
Н/мм2.
§ 6. Предварительный выбор степени точности червячного
зацепления
Ввиду небольшой величины ожидаемой окружной червячного колеса принимаем 8-ю степень точности.
§ 7. Выбор исходных параметров червячной пары
1. Число заходов резьбы червяка
(выбрано ранее с целью уменьшения габаритности червячной ступени).
2. Число зубьев червячного колеса
3. Число осевых модулей в делительном диаметре червяка
q = 8
4. Угловая ширина червячного венца
5. Угол подъема винтовой линии по делительному диаметру червяка
§ 8. Поправочные коэффициенты, определяющие расчетную величину погонной нагрузки
1. Коэффициент концентрации погонной нагрузки по длине червячного зуба
.
При малой длительности работы принимаем 
(приработка за счет износа не успевает проявиться).
2. Скоростной коэффициент.
Ввиду весьма небольшой ожидаемой величины 
м/сек можно принять в первом приближении
3. Коэффициент профильного перекрытия зубьев.
При расчете по контактным напряжениям при 
независимо от степени точности 
.
§ 9. Определение межосевого расстояния из расчета на контактную
прочность червячных зубьев на номинальном режиме (первое
приближение)
мм ,
где:
1) расчетный момент на колесе
кГ/мм = 
Н/мм.
) приведенный модуль упругости
кГ/мм2 = 
Н/мм2;
3) величина, учитывающая влияние на контактные напряжения наклона
червячных зубьев под углом 
(§7, п. 5),
Подставляя численные значения, получаем
мм.
Ввиду большой близости коэффициента Kυ к единице второго приближения можно не выполнять, поскольку уточненное значение 
будет пренебрежимо отличаться от 
( 
мм).
§ 10. Подбор осевого модуля червяка и зубьев червячного колеса
По геометрической формуле находим
мм.
По ГОСТу 2144-66 принимаем 
= 15 мм (в большую сторону).
§ 11. Определение основных размеров червячной пары
1. Точное значение межосевого расстояния (до0,01 мм )
мм.
2. Точные значения делительных диаметров червяка и колеса:
мм;
мм.
3. Рабочая дуговая ширина червячного венца
мм.
4. Угол зацепления в осевой плоскости червяка
=200; 
; 
.
5. Длина резьбовой части червяка [I].
При 
мм,
где последнее слагаемое — технологическая прибавка для шлифуемых
червяков.
Численно:
мм.
§ 12. Проверка выбора степени точности зацепления и уточнение скоростного коэффициента
1. Фактическая окружная скорость червячного колеса
м/сек.
2. Предельно допустимое значение окружной скорости для бронзовых
червячных колес с цилиндрическим червяком при 8-й степени точности,
кГ/мм2 и при 
=2 
соответственно значению 
[I].
Интерполируя по линейному закону для 
= 
(рис. 13),
получаем
м/сек.
С поправкой на 
кГ/мм2 = 490 Н/мм2 , находим
=2× 
= 3,1 м/сек.
Рисунок – 3.
3. Правильность выбора степени точности проверяем по условию
(1,5 
) 
При среднем значении (1,75) коэффициента запаса на нераскрытие контактов зубьев получаем 
, т.е 
м/сек.
Оставляем 8-ю степень точности, поскольку более грубые степени точности в механизмах летательных аппаратов не применяются
4. Скоростной коэффициент
§ 13. Уточнение к. п. д. червячной пары
1. Приведенный коэффициент трения червячных зубьев в паре бронза — сталь при правильно подобранной смазке
,
где 0,15 — при шлифованной резьбе червяка и 
— скорость скольжения
вдоль по винтовой линии:
м/сек;
.
Приведённый угол трения 
, т.е. 
.
2. К. п. д. червячной пары
При шлифованной резьбе находим
§ 14.Уточнение крутящего момента на червячном колесе в связи с уточнением к. п. д.
кГмм = 
Нмм.
§ 15. Проверка полученных размеров червячной пары на контактную прочность зубьев
кГ/мм2,
где 
кГмм= 
Н/мм.
Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины, получаем:
1. На номинальном режиме
кГ/мм2= 
Н/мм2.
2. На перегрузочном режиме пробуксовки муфты с коэффициентом перегрузки 
.
кГ/мм2 = 
Н/мм2,
что превышает
кГ/мм2= Н/мм2.
Это легко можно исправить, перейдя на более прочную бронзу с включением никеля БрАЖН-4-4 (литье в кокиль, 
кГ/мм2) и пойдя на уширение червячного венца.
Тогда новое значение
кГ/мм2 = 
Н/мм2;
новое значение угловой ширины
т.е.
.
3. На номинальном режиме
кГ/мм2<
=33 
кГ/мм2= Н/мм2,
на перегрузочном режиме
кГ/мм2 = Н/мм2= 
.
В результате принимаем новое значение угловой ширины червячного венца 
и дуговой ширины
мм.
§ 16. Определение расчетных изгибных напряжений в зубьях червячного колеса (на номинальном режиме)
1. Эквивалентное число зубьев для червячного колеса
.
2. Коэффициент формы профиля зуба
.
3. Расчетное напряжение изгиба
,
где
мм;
мм;
- коэффициент профильного перекрытия червячных зубьев 8-й
степени точности при расчете на изгиб [I].
Численно
кГ/мм2= 
Н/мм2.
§ 17. Допускаемые напряжения зубьев червячного колеса на изгиб
1. Механические характеристики бронзы БрАЖН-10-4-4 (литье в кокиль):
кГ/мм2 ; 
кГ/мм2; 
кГ/мм2 .
2. Теоретический коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
.
3. Коэффициент чувствительности литой бронзы к концентрации
напряжений
q = 0,4.
4. Эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
.
5. Коэффициент влияния чистоты поверхности у корня зуба
,
где a=6 после чистового нарезания 
червячных зубьев.
Численно
.
6. Коэффициент качества литой заготовки (литье в кокиль) [I]
.
7. Масштабные коэффициенты зуба [I].
Соответственно 
мм принимают 
.
При 
мм
8.Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от экспериментального образца материала:
9. Предел ограниченной выносливости материала зубьев
,
где 
; 
- по §4, п. 2; 
При 
,
кГ/мм2,> 
=
= 
кГ/мм2 = Н /мм2
Следовательно, 
= 39,6 кГ/мм2.
При реверсе 
и, следовательно, опять
= 39,6 кГ/мм2 = 388 Н/мм2.
10. Коэффициент чувствительности материала зубьев к асимметрии цикла напряжения [I]
11. Допускаемые напряжения на изгиб зубьев при асимметричных циклах и ограниченной долговечности
,
где [n]= 1,7ч2— допускаемый коэффициент запаса прочности зубьев на
изгиб.
Принимая для незакаленных зубьев [n] = 1,7 (отсутствуют закалочные напряжения), находим:
Следовательно
кГ/мм2 = 117 Н/мм2;
при r=-0,5 (реверс момента)
кГ/мм2<21.
Из сопоставления следует, что изгибная прочность зубьев лимируется величиной 
§ 18. Проверка зубьев червячного колеса на изгибную прочность
1. На номинальном режиме
, т.е. 2,2 кГ/мм2<10.
§ 19. Окончательные основные размеры червячной пары
редуктора
A = 187,50 мм ; 
; 
мм;
мм; 
; ;
мм; 
; 
.
Конструктивная ширина червячного венца b≈1,08; b=88; q=8.
Глава III. Расчет конической зубчатой пары
Исходные данные
1. Мощность на ведущем валу W1=2,2 квт.
2. Число оборотов ведущего вала n1=5000 об/мин.
3. Межосевой угол δ=90°.
4. Передаточное число пары i1=1,72.
5. К.п.д. зубчатой пары η≈0,98.
6. Коэффициент динамичности внешней нагрузки KД=1,05.
7. Расчетная долговечность Nц.н=800 циклов
8. Коэффициент перегрузки при пробуксовке муфты Kпер=2.
Рисунок 4 - Кинематическая схема конической пары в 1-й ступени редуктора
§1. Определение угловых скоростей
n1=10 000 об/мин;
§1. Определение ориентировочного к.п.д. редуктора
где по [1]*,[2],
пары повышенной степени точности;
однозаходным цилиндрическим червяком
(zч=1 с целью малогабаритности);
с подшипниками качения;
Численно
§2. Определение потребной мощности электродвигателя
Выбираем электродвигатель типа МПЩ мощностью 2,2 кВт с n = 5000
об/мин.
§3. Определение диаметра звездочки (рис.3)
|
|
|
|
Рис.1. Теоретические размеры цепной звездочки.
где по исходным данным
Численно
§4. Расчет числа оборотов в минуту звездочки (выходного вала редуктора)
где υц=8,0 м/мин – скорость движения цепи (по исходным данным);
DЗВ=0,136 м (§4).
Численно
§5. Общее передаточное число редуктора
§6. Разбивка передаточного числа по передачам механизма
1. Определяем максимально допустимое передаточное число данного механизма по максимально допустимым передаточным числам его передач:
где
([1],[2],[3]);
однозаходным червяком.
Численно
2. Определяем делитель для разбивки передаточного числа по передачам
П р и м е ч а н и е. Показатель корня равен числу последовательно работающих передач механизма.
Численно
3. Разбивка передаточного числа по передачам производим по формуле
где индекс i – номер передачи по ходу движения.
Итак,
Так как в червячной передаче взято zч=1 то
Поэтому принимаем
Тогда
Глава II. Расчет червячной передачи
Схема червячной передачи помещена на рисунке.
|
|
|
Рисунок – 2 Кинематическая схема червячной передачи редуктора.
Исходные данные
1. Число оборотов ведущего вала n1=180 (nн в предыдущем расчете).
2. Передаточное число i = 17 (i3 в разд. I, §7, п. 3).
3. Коэффициент возможной неравномерности раздачи усилий на две цепи Кнер=1,25.
4. Коэффициент динамичности внешней нагрузки на валах червячных колес Kд=1,05.
5. Ориентировочный к. п. д.
§ 1. Определение угловых скоростей
Для червяка
Для колеса
§ 2. Определение крутящих моментов
На червяке:
где
подшипниках качения;
на червячном колесе (предварительно)
§ 3. Выбор материалов червяка и червячного венца [I]
1. Червяк изготовлен из стали 40ХНА, имеет удовлетворительную вязкость и повышенную прочность после закалки с высоким отпуском:
НВ = 280ч310 (ввиду кратковременности работы высокая твердость здесь не обязательна).
2.Венец червячного колеса при ожидаемой скорости скольжения υск<5 м/сек изготовлен из бронзы марки БрАЖ-9-4 (литье в киль) со следующими механическими характеристиками:
§ 4. Определение числа циклов изменения напряжений
зубьев червячного колеса за расчетную долговечность.
где a=1,
Согласно расчету в 1-й ступени редуктора величина
1. По контактным напряжениям:
2. По изгибным напряжениям.
Проверку нужно провести дважды: при r=0 и
§ 5. Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев червячного колеса
Здесь их величины ограничиваются сверху и снизу так же, как и на рис.5, но по другим формулам [I], выраженным через
Для безоловянистых бронз
Из записи условия
т. е. в числах
получается
Следовательно, нужно принять для расчета
§ 6. Предварительный выбор степени точности червячного
зацепления
Ввиду небольшой величины ожидаемой окружной червячного колеса принимаем 8-ю степень точности.
§ 7. Выбор исходных параметров червячной пары
1. Число заходов резьбы червяка
(выбрано ранее с целью уменьшения габаритности червячной ступени).
2. Число зубьев червячного колеса
3. Число осевых модулей в делительном диаметре червяка
q = 8
4. Угловая ширина червячного венца
5. Угол подъема винтовой линии по делительному диаметру червяка
§ 8. Поправочные коэффициенты, определяющие расчетную величину погонной нагрузки
1. Коэффициент концентрации погонной нагрузки по длине червячного зуба
При малой длительности работы принимаем
2. Скоростной коэффициент.
Ввиду весьма небольшой ожидаемой величины
3. Коэффициент профильного перекрытия зубьев.
При расчете по контактным напряжениям при
§ 9. Определение межосевого расстояния из расчета на контактную
прочность червячных зубьев на номинальном режиме (первое
приближение)
где:
1) расчетный момент на колесе
) приведенный модуль упругости
3) величина, учитывающая влияние на контактные напряжения наклона
червячных зубьев под углом
Подставляя численные значения, получаем
Ввиду большой близости коэффициента Kυ к единице второго приближения можно не выполнять, поскольку уточненное значение
§ 10. Подбор осевого модуля червяка и зубьев червячного колеса
По геометрической формуле находим
По ГОСТу 2144-66 принимаем
§ 11. Определение основных размеров червячной пары
1. Точное значение межосевого расстояния (до
2. Точные значения делительных диаметров червяка и колеса:
3. Рабочая дуговая ширина червячного венца
4. Угол зацепления в осевой плоскости червяка
5. Длина резьбовой части червяка [I].
При
где последнее слагаемое — технологическая прибавка для шлифуемых
червяков.
Численно:
§ 12. Проверка выбора степени точности зацепления и уточнение скоростного коэффициента
1. Фактическая окружная скорость червячного колеса
2. Предельно допустимое значение окружной скорости для бронзовых
червячных колес с цилиндрическим червяком при 8-й степени точности,
Интерполируя по линейному закону для
получаем
С поправкой на
|
| 2 |
| 3 3,1 6 |
| 4 |
| |
Рисунок – 3.
3. Правильность выбора степени точности проверяем по условию
(1,5
При среднем значении (1,75) коэффициента запаса на нераскрытие контактов зубьев получаем
Оставляем 8-ю степень точности, поскольку более грубые степени точности в механизмах летательных аппаратов не применяются
4. Скоростной коэффициент
§ 13. Уточнение к. п. д. червячной пары
1. Приведенный коэффициент трения червячных зубьев в паре бронза — сталь при правильно подобранной смазке
где 0,15 — при шлифованной резьбе червяка и
вдоль по винтовой линии:
Приведённый угол трения
2. К. п. д. червячной пары
При шлифованной резьбе находим
§ 14.Уточнение крутящего момента на червячном колесе в связи с уточнением к. п. д.
§ 15. Проверка полученных размеров червячной пары на контактную прочность зубьев
где
Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины, получаем:
1. На номинальном режиме
2. На перегрузочном режиме пробуксовки муфты с коэффициентом перегрузки
что превышает
Это легко можно исправить, перейдя на более прочную бронзу с включением никеля БрАЖН-4-4 (литье в кокиль,
Тогда новое значение
новое значение угловой ширины
3. На номинальном режиме
=33
на перегрузочном режиме
В результате принимаем новое значение угловой ширины червячного венца
§ 16. Определение расчетных изгибных напряжений в зубьях червячного колеса (на номинальном режиме)
1. Эквивалентное число зубьев для червячного колеса
2. Коэффициент формы профиля зуба
3. Расчетное напряжение изгиба
где
степени точности при расчете на изгиб [I].
Численно
§ 17. Допускаемые напряжения зубьев червячного колеса на изгиб
1. Механические характеристики бронзы БрАЖН-10-4-4 (литье в кокиль):
2. Теоретический коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
3. Коэффициент чувствительности литой бронзы к концентрации
напряжений
q = 0,4.
4. Эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
5. Коэффициент влияния чистоты поверхности у корня зуба
где a=6 после чистового нарезания
Численно
6. Коэффициент качества литой заготовки (литье в кокиль) [I]
7. Масштабные коэффициенты зуба [I].
Соответственно
При
8.Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от экспериментального образца материала:
9. Предел ограниченной выносливости материала зубьев
где
При
=
Следовательно,
При реверсе
10. Коэффициент чувствительности материала зубьев к асимметрии цикла напряжения [I]
11. Допускаемые напряжения на изгиб зубьев при асимметричных циклах и ограниченной долговечности
где [n]= 1,7ч2— допускаемый коэффициент запаса прочности зубьев на
изгиб.
Принимая для незакаленных зубьев [n] = 1,7 (отсутствуют закалочные напряжения), находим:
Следовательно
при r=-0,5 (реверс момента)
Из сопоставления следует, что изгибная прочность зубьев лимируется величиной
§ 18. Проверка зубьев червячного колеса на изгибную прочность
1. На номинальном режиме
§ 19. Окончательные основные размеры червячной пары
редуктора
A = 187,50 мм ;
Конструктивная ширина червячного венца b≈1,08; b=88; q=8.
Глава III. Расчет конической зубчатой пары
Исходные данные
1. Мощность на ведущем валу W1=2,2 квт.
2. Число оборотов ведущего вала n1=5000 об/мин.
3. Межосевой угол δ=90°.
4. Передаточное число пары i1=1,72.
5. К.п.д. зубчатой пары η≈0,98.
6. Коэффициент динамичности внешней нагрузки KД=1,05.
7. Расчетная долговечность Nц.н=800 циклов
8. Коэффициент перегрузки при пробуксовке муфты Kпер=2.
|
|
|
|
|
|
Рисунок 4 - Кинематическая схема конической пары в 1-й ступени редуктора
§1. Определение угловых скоростей
n1=10 000 об/мин;
§2. Определение крутящих моментов (исходя из полной номинальной загрузки двигателя)
§3. Подбор материала и термообработки зубчатых колес
Твердость зубьев шестерен для сближения долговечности шестерни и колеса рекомендуется назначать выше твердости зубьев колес.
Обычно
Выбираем материал с высоким пределом выносливости, достаточной твердостью и хорошей ударной вязкостью (
С целью сохранения последней у малых зубьев желательно ограничить твердость HB<400, поскольку применение здесь поверхностей закалки затруднительно.
Этим требованиям удовлетворяет сталь 18ХНВА с соответствующей термообработкой [I] (см. табл. 1).
Таблица 1
| Зубчатые колеса | Термообработка | σВ, кГ/мм2 | σТ, кГ/мм2 | σ1, кГ/мм2 | НВ | Е, кГ/мм2 | aк, кГ/мм2 |
| Шестерня Колесо | Закалка с низким отпуском Термоу- лучшение | 130 110 | 110 80 | 56 53 | 370+ 400 330+ 340 | 2,04·104 ---,,--- | 12 11 |
§4. Определение числа циклов изменения напряжений зубьев за расчетную долговечность
где a – число зацеплений, проходимых зубом одной и той же
стороной
профиля за 1 оборот;
n – число оборотов в минуту;
tp – расчетная длительность нагружения детали в минутах за
один цикл
эксплуатационной нагрузки.
1. По контактным напряжениям.
При выпуске и уборке закрылков в воздухе в механизме данной схемы работают разные стороны профилей зубьев, поэтому при tp =t°=0.5 мин , a=1 и Nц.н=800 находим:
для ведущих зубьев
для ведомых зубьев
2. По изгибным напряжениям.
|
при r=0 и
при r=-0.5 (реверс момента) соответственно числу реверсов
§5. Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев [I]
Их величины являются функцией твердости и числа циклов напряжения и ограничиваются верхним и нижним пределами :
Из следующей записи условия:
где Np (по §4, п.1) после числовых подстановок:
для шестерни
получаем 68<125<132.
Значит,
для колеса
получаем 68<137>133.
Значит,
Для расчета принимаем меньшее в паре
§6. Предварительный подбор степени точности зацепления
В зубчатых передачах авиационных приборов наиболее распространены 5-я, 6-я, 7-я и 8-я степени точности зацепления в зависимости от окружной скорости и погонной нагрузки на зуб, а значит, и от твердости.
При НВmin в паре =310 можно принимать 7-ю степень точности [I], но, учитывая значительную ожидаемую скорость (n1=10 000 об/мин), задаемся
6-й повышенной степенью точности.
§7. Выбор относительной ширины зубчатых венцов
В узлах авиационных агрегатов обычно применяются зубчатые пары узкого типа как менее чувствительные к приборам валов и сниженной жесткости облегченных корпусов. При малой мощности (1ч5 квт) обычно ψL≤0,2[I]. Предварительно принимаем ψL=0,16.
§8. Выбор формы зуба в плане
Ввиду значительной ожидаемой скорости задаемся косым зубом с углом скоса по условию [I]
При ψL=0,16 имеем
Принимаем
§9. Определение поправочных коэффициентов, влияющих на расчетную величину погонной нагрузки
1. Неравномерность распределения погонной нагрузки по длине зубьев учитывается коэффициентом концентрации
где К=1,2 – для косозубых колес;
опорам и консольно сидящей шестерни;
Соб=1 – при ободе с тонким диском.
Подставляя числовые значения, получаем
2. Дополнительные динамические нагрузки на зубья в зависимости от окружной скорости, твердости и степени точности, возникающие как следствие погрешностей изготовления зубьев по основному шагу, учитывает скоростной коэффициент [I]
где
Поскольку величина
3.Взаимоподдерживающее действие пар зубьев, находящихся в зацеплении, учитывает коэффициент профильного перекрытия К.
Для косых зубьев при расчете их по контактным напряжениям для 6-й степени точности предварительно принимаем [I]
§10. Определение конусного расстояния из расчета на контактную прочность зубьев на номинальном режиме (первое приближение) [I]
где δ=90°
Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины, получаем
§11. Проверка выбора степени точности зацепления
1. Ориентировочная окружная скорость в среднем сечении
2. Предельно допустимое значение окружной скорости для стальных цилиндрических косозубых пар 6-й степени точности, НВmin=350 и при i=1ч5[I]
Интерполируем по линейному закону для i1=1,71:
С поправкой на твердость НВmin=310 находим
|
|
|
|
|
Рисунок 6 - Предельно допустимое значение окружной скорости в зависимости от передаточного числа при 6-й степени точности и НВmin=350
3. Правильность выбора степени точности проверяем по условию
При
Ввиду небольшого повышения (<4%) оставляем пока выбранную в §6 расчета 6-ю степень точности зацепления.
§12. Уточнение межосевого расстояния
1. Скоростной коэффициент во втором приближении
2. Коэффициент профильного перекрытия остается без изменения, так как степень точности осталась прежней:
3. Уточненное конусное расстояние (второе приближение)
§13. Подбор модуля зубьев
Для обеспечения хорошей плавности зацепления
По ГОСТу 9563-60 принимаем
§14. Выбор числа зубьев колес
При выбранном модуле и найденном межосевом расстоянии числа зубьев определяются геометрическими выражениями:
Округляем до целого числа:
и далее
Так же округляем
§15. Определение основных размеров зубчатой пары
1. Точное значение конусного расстояния (до сотых долей мм)
2. Рабочая ширина зубчатых венцов (до десятых долей мм)
3. Точные значения делительных диаметров шестерни и колеса (до сотых долей мм):
4. Угол зацепления в среднем торцовом сечении (при
5. Половинные углы начальных конусов φ1 и φ2 :
§16. Уточнение кинематического расчета
1. Передаточное число
Отклонение от прежнего
3%).
2. Число оборотов валов:
3. Фактическая окружная скорость в среднем сечении
Поскольку средний диаметр шестерни найдется из следующего соотношения:
получим
§17. Повторная проверка выбора степени точности зацепления и коэффициентов Кυ и Кε
1. По записи, аналогично как и в §11, п.3, получаем
Так как расхождений нет оставляем 8-ю степень.
§18. Проверка полученных размеров конической пары на контактную прочность зубьев [I]
Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины, получим:
1. На номинальном режиме
=112 кГ/мм2<
2. На перегрузочном режиме пробуксовки предохранительной муфты с коэффициентом перегрузки
что превышает
Проще всего это можно исправить путем уширения колес.
Исходя из соотношения
получаем новое значение b'= 6 мм.
Это означает
3. Тогда на номинальном режиме получим
при
=78 кГ/мм2<
а на перегрузочном режиме
что вполне допустимо.
В результате принимаем новое значение рабочей ширины зубчатых венцов b=6 мм.
§19. Определение расчетных изгибных напряжений в зубьях (на номинальном режиме)
1. Эквивалентное число зубьев для цилиндрических косозубых колес
 для шестерни | для колеса |
 |  |
 |
 |  |
где
соотношения
4. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса на номинальном режиме
§ 20. Допускаемые напряжения зубьев на изгиб
1. Эквивалентное число зубьев по §19, п. 1:
 Для шестерни | Для колеса |
 |
 |  |
 |  |
|
 |  |
4. Эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
 |   |
где а=6, если чистота у корня зуба
  |  |
 |   |
|
  |   |
  |  |
где m=9ч12;
Np – по §4, п.2;
 |
  =64 кГ/мм2 <132. При реверсе   =123 кГ/мм2 <132. |   =63 кГ/мм2 <96. При реверсе   Значит,  |
10. Коэффициенты чувствительности материала зубьев к асимметрии цикла напряжения [I] для сталей
 |  |
где допускаемый коэффициент запаса прочности
Для незакаленных зубьев
для высокозакаленных (низкий отпуск) в результате существенного влияния остаточных закалочных напряжений на прочность зубьев
Принимая в нашем случае для зубьев шестерни
при r=0
  =28 кГ/мм2 <  |  =31 кГ/мм2 <  |
 =37 кГ/мм2 <69. |   =33 кГ/мм2 <  |
§21. Проверка зубьев на изгибную прочность
1. На номинальном режиме:
 |
 т.е. 21,5<28 кГ/мм2 |  т.е. 19<30 кГ/мм2, |
  43<69 кГ/мм2, |    38<53 кГ/мм2. |
| dш=26,00 мм; zш=26;  | dк=45,00мм; zк=45;  | L=25,9 мм; b=6,0 мм; ms=1 мм; | δ=90°; αn=20°; βср=23°. |
Глава IV. Расчет выходного вала редуктора
Исходные данные (из предыдущего расчета)
1. Угловая скорость вала n=10,5 об/мин.
2. Крутящий момент на червячном колесе
3. Коэффициент динамичности внешней нагрузки
4. Делительные диаметры:
червячного колеса
цепной звездочки
5. Угол скоса зубьев червячного колеса
6. Угол зацепления зубьев
7. Приведенный коэффициент трения скольжения вдоль по винтовой линии
зубьев
8. Приведенный угол трения
§1. Определение расчетных величин нагрузок, действующих на вал
1. Расчетный момент на валу
3. Расчетная окружная сила на колесе
|
4. Расчетная аксиальная сила на колесе
5. Расчетное распорное усилие в зацеплении
6. Расчетная окружная сила на цепной звездочке
§2. Выбор материала вала
Для унификации материала возьмем сталь 40ХНА с термоупрочнением, как и для червячного вала. После закалки с высоким отпуском
§3. Предварительное определение диаметра и конструктивная разработка вала
1. Для уменьшения веса выполняем вал полым, задавшись относительной величиной диаметра отверстия
Для наиболее нагруженного участка вала диаметр вала ищем по условию [I]
где
К – коэффициент, учитывающий влияние расположения зубчатых колес по отношению к подшипникам; для тихоходного вала при консольном расположении цепной звездочки
Подставляя соответствующие числовые значения, получаем
2. По ГОСТу 6636-60 принимаем для наиболее нагруженного участка вала под подшипником выходного конца
Задаемся из легкой серии подшипником №7208 со следующими данными [4]:
d=50 мм; D=72 мм; В=12 мм.
угол наклона беговой дорожки наружного кольца (угол нормали контакта)
коэффициент работоспособности
допускаемая статическая нагрузка
предельное число оборотов
§ 4. Составление расчетной схемы вала как балки и построение эпюр нагрузок и напряжений
Коэффициент равен
к=
1. В плоскости ху
опорные реакции:
из
из
Изгибающие моменты
2. В плоскости zx:
Изгибающие моменты:
3.Полные реакции и изгибающие моменты:
на опоре A
на опоре В
4.Крутящий момент
Считаем, что вдоль по шлицам крутящий момент изменяется линейно.
|
5. Осевая сила.
На тело вала осевая сила в этой конструкции не переходит, а передается через установочное кольцо сразу на внутренне кольцо подшипника В.
6. Строим эпюры напряжений по эпюрам крутящего и изгибающего моментов, используя формулы сопротивления материалов
Эпюры напряжений получают скачки в сечениях, где имеют место скачки моментов и скачки диаметров.
Далее на эти эпюры накладываем картину концентрации напряжений.
7. По эпюрам напряжений намечаем два опасных сечения I-I и II-II, по которым следует провести проверочный расчет вала на прочность.
§ 5. Проверочный расчет вала по сечению I – I
|
1.Геометрические характеристики сечения.
Относительная величина отверстия
Момент сопротивления сечения при изгибе
Момент сопротивления сечения при кручении
2. Внутренние моменты в сечении I – I.
Интерполируя по эпюре
Интерполируя по эпюре
Полный изгибающий момент
3.Расчетные напряжения:
изгиба
кручения
4. Коэффициенты влияния отличий детали от образца материала.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельными переходами [I].
Сначала находим по соответствующему графику теоретический коэффициент
где
Затем определяем коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений для сталей:
Далее находим эффективные коэффициенты концентрации
по приближённой формуле
Коэффициент чистоты поверхности около сечения I – I.
При
Коэффициент качества заготовки из проката с последующей обработкой
Масштабные коэффициенты находим по экспериментальным кривым на рис. 17 и 18 [I] интерполяций для
Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от образца материала:
при
при расчете на кручение
и при
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| Рисунок 8 - Зависимость масштабного коэффициента от размера расчетного сечения (циклическая прочность). | Рисунок 9 - Зависимость масштабного коэффициента от размера расчетного сечения (статическая прочность). |
По изгибу
где
вала за расчетную долговечность
Численные подстановки дают
По кручению с реверсом момента при числе реверсов
где
Численно
6. Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжения:
7. Предельные напряжения изгиба и кручения для сечения I-I вала:
8. Коэффициенты запасов прочности по сечению I-I вала на номинальном режиме:
по изгибу
по кручению
Результативный запас прочности по сечению I-I вала
§6. Проверочный расчет вала по сечению II-II
Расчет шлицевого участка на изгиб ведут по среднему диаметру
1. Геометрические характеристики сечения.
Момент сопротивления сечения при изгибе
при
Момент сопротивления сечения при кручении
при
2. Внутренние моменты в сечении II-II.
Интерполируя по эпюре
Полный изгибающий момент
3. Расчетные напряжения:
изгиба
кручения
4. Коэффициенты влияния отличий детали от образца материала.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений во впадинах шлицов по сечению II-II при плавном выходе впадин:
Коэффициент чистоты поверхности около сечения II-II.
Соответственно
Коэффициент качества заготовки из проката с последующей обработкой
Масштабные коэффициенты.
Интерполирование по кривым дает:
Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от образца материала:
при
при расчете на кручение
при
5. Пределы ограниченной выносливости материала вала.
Как и в расчете по сечению I-I,
6. Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжения.
Как и в расчете по сечению I-I,
7. Предельные напряжения изгиба и кручения для сечения II-II:
8. Коэффициенты запасов прочности по сечению II-II:
по изгибу
по кручению
Результативный запас прочности по сечению II-II вала
Глава V. Проверка подшипников выходного вала на долговечность и на перегрузку
Исходные данные (из расчета вала) (рис. 10)
|
| ||||||
| |||||||
Рисунок 10 - Силовая схема для расчета подшипников вала.
1. Опорные реакции:
2. Осевая сила
3. Угловая скорость вала n=10,5 об/мин.
4. Коэффициент динамичности внешней нагрузки
Необходимые данные взятого подшипника приведены в конструктивной
разработке вала.
В частности,
§1. Определение результирующей осевой нагрузки на подшипник
| |
| |
| |
| |
| А |
| β |
| β |
| |
| у |
 |
Рисунок 11 - Схема для определения результирующей осевой нагрузки на подшипник.
1. Аксиальные составляющие, возникающие в подшипниках:
2. Результирующая осевая нагрузка
Знак (-) указывает на направление А навстречу
§2. Определение поправочных коэффициентов к нагрузкам на подшипники [4]
1. Коэффициент приведения осевой нагрузки на подшипник к радиальной.
Для роликоподшипников конических легкой серии находим по таблице
каталога (справочника)
2. Коэффициент кинематический.
При вращении внутреннего кольца
3. Коэффициент динамичности нагрузки
4. Коэффициент температурный.
При работе подшипника в условиях рабочей температуры <
§3. Расчет приведенных радиальных нагрузок на подшипники
Отсюда следует, что проверку достаточно провести по более нагруженному подшипнику на опоре В, поскольку сами подшипники взяты одинаковыми.
§4. Определение ожидаемой долговечности подшипника
Из выражения для коэффициента работоспособности согласно каталогу
находим
откуда
§5. Определение минимально необходимой долговечности
подшипника
Для подшипников качения согласно нагрузочному графику за один цикл эксплуатационной нагрузки
За расчетную долговечность
§6. Условие по долговечности
удовлетворяется с огромным запасом (7,5<<193), но на более легкий подшипник перейти нельзя, если допускаемая статическая нагрузка для него согласно каталогу меньше
Заключение
В данной курсовой работе был разработан конический редуктор электромеханизма подъемника створок колеса шасси. В процессе проектирования были рассчитаны:
конические зубчатые пары;
| dш=26,00 мм; zш=26; | dк=45,00 мм; zк=45;  | L=25,9 мм; b=6,0 мм; ms=1 мм; | δ=90°; αn=20°; βср=23. |
A = 187,00 мм ;
определена математическая модель редуктора, а также выходной вал редуктора и проверены подшипники выходного вала на долговечность
Литература
1. «Сборник заданий на курсовое проектирование деталей машин, приборов и механизмов радиоаппаратуры». Под редакцией Хринеченко Е. П. М. МАИ 1973г.
2. Куприянов В. И. Рощин Г. И. «Методическое пособие для курсового проектирования по деталям механизма». М. МАИ, 1975г.
3. «Расчёт деталей механизмов и машин». под редакцией Герлаха Л. Г. М. МАИ, 1971г.
4. Шейнберг А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин». Калиниград. «Янтарный сказ», 2005г.
5. Методическое пособие по дипломному и курсовому проектированию для специальности «Авиационные приборы и ИВК» и «Информационно-измерительная техника и технологии»/ НГТУ; Сост.: Карасёва Т. В., Миркин Я. Л.. Н. Новгород, 2005г.
6. «Конструирование узлов и деталей авиационных приборов». Учебное пособие под редакцией Волгина В. В. М. МАИ, 1988г.
