Привод аэросаней (стр. 1 из 5)
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
| Элемент передачи | Заготовка | Марка стали | Термообработка | σв, МПа | σт, МПа | Твердость поверхности не менее | Базовые числа циклов |
| Шестер-ня | Поковка | 45 | Объемная закалка | 1000 | 750 | (45-50) HRC | NHD1=6·107NFD1=4·106 |
| Колесо | Поковка | 45 | Объемная закалка | 1000 | 750 | (40-45) HRC | NHD2=4·107NFD2=4·106 |
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· kFυсоответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость;
kHβи 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: