Дипломная работа на тему "Расчет и проектирование зубчатых передач"

ГлавнаяПромышленность, производство → Расчет и проектирование зубчатых передач




Не нашли то, что вам нужно?
Посмотрите вашу тему в базе готовых дипломных и курсовых работ:

(Результаты откроются в новом окне)

Текст дипломной работы "Расчет и проектирование зубчатых передач":


Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.Министерство образования и науки Украины

Национальный аэрокосмический университет

им. Н. Е. Жуковского ”ХАИ”

Кафедра 202

Курсовой проект по основам конструкции машин и механизмов

«Расчет и проектирование зубчатых передач»

( Редуктор “АИ – 20”)

Вып олнил : студент 232 гр.

Удовитченко А. С.

Проверил :

преподаватель

Харьков 2005

Содержание

Введение

Планетарный редуктор АИ -20

Проектировочный расчет 1-й ступени

Расчет зацепления Z1-Z2

Расчет зацепления Z2-Z3

Проектировочный расчет 2-й ступени

Зацепление Z4-Z5

Заказать написание дипломной - rosdiplomnaya.com

Уникальный банк готовых оригинальных дипломных проектов предлагает вам скачать любые работы по требуемой вам теме. Мастерское выполнение дипломных проектов по индивидуальному заказу в Саратове и в других городах РФ.

Зацепления Z5-Z6

Конструирование и расчет на прочность валов и осей

Проектировочный расчёт оси сателлитов

Расчет основного вала ТВД

Расчет и выбор подшипников

Расчет шлицевых соединений

Расчет болтового соединения

Смазка механизма

Вывод

Список использованной литературы

Введение

Зубчатые передачи – весьма распространенные элементы различных машин и приборов. Применительно к машинам, в частности, к трансмиссиям энергосиловых установок летательных аппаратов, они являются силовыми. Их прочность и работоспособность оказывают существенное влияние на надежность и долговечность последних.

Характер нагружения и условия работы зубьев довольно сложное. В связи с этим может быть отмечено следующее:

1.  Кажущееся равномерное вращение зубчатых передач в действительности является неравномерным. Из-за погрешностей в геометрии зубьев скорость вращения оказывается не постоянной. Зубчатая передача является сложной колебательной системой, которая объединяет ряд локальных ее элементов (зубья, конструктивные элементы колеса, валы и присоединенные к ним массы).

2.  За каждый оборот зубья один или несколько раз входят и выходят из зацепления. В точке контакта возникают нормальные и касательные глубинные контактные напряжения, изменяющиеся по пульсирующему циклу. Действие переменных контактных напряжений вызывает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев. Выкрашивание характерно для закрытых передач с обильной смазкой.

3.  У основания зуба возникают изгибные и сжимающие напряжения. По величине преобладающими являются изгибные напряжения. Поэтому, когда речь идет о прочности зубьев у их основания, оценке подлежат прежде всего изгибные или суммарные напряжения.

4.  В процессе эксплуатации зубчатые передачи испытывают действие кратковременных перегрузок (пиковых нагрузок).

5.  При повышенных переменных напряжениях разрушение зуба может возникнуть также и от так называемой малоцикловой усталости.

6.  У тяжело нагруженных зубчатых передач большие давления в зоне контакта могут привести к выдавливанию смазки, появлению полусухого трения и, как следствие, к повышенному тепловыделению.

7.  Для предупреждения возможных видов повреждения ведутся следующие расчеты зубчатых передач:

а) расчет зубьев на контактную прочность.

Целью его является предупреждение появления усталостного выкрашивания.

б) расчет зубьев на изгибную прочность. Целью расчета является предупреждение поломки вызванное действием изгибных напряжений.

в) проверка прочности зубьев по малоцикловой усталости.

г) проверка прочности зубьев при действии пиковых нагрузок.

д) расчет на заедание.

Построение расчета зубчатых передач с учетом перечисленных выше особенностей их работы представляет большую трудность.

Планетарный редуктор АИ-20

Планетарным зубчатым называется механизм, содержащий колеса, именуемыми сателлитами, оси которых подвижны.

Сателлиты устанавливаются в водило h, ось которого называется основной. Зубчатые колеса вместе с осями, совпадающих с основной осью - называют центральными колесам.

Центральные колеса и водило воспринимающие нагрузки от внешних моментов называется основными звеньями. Число сателлитов обозначают nw=3…6, но встречаются передачи с 1-м сателлитом или более 6-и.

Планетарные механизмы, в котором два основных звена, связанны с ведущим и ведомым валами, а третье не вне вращается (соединено с корпусом), называется планетарной передачей. Если все три основных звена соединены с валами, из которых один ведущий и два ведомых или наоборот, называют дифференциальным механизмом.

В данной курсовой работе был спроектирован и рассчитан редуктор турбовинтового двигателя АИ-20.

Этот редуктор имеет планетарные передачи. Он состоит из двух ступеней, причем во второй ступени сателлиты закреплены неподвижно в корпусе, что соответствует планетарной передачи по определению.

В проекте приведен расчет зубчатых зацеплений и других деталей.

Конструирование и расчет на прочность валов и осей

1)Диаметр вала солнечного колеса z1:

dв=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., где Мкр=Мр1*U12*ηподш;

Мкр =269,536*0,9*0,98*0,97=230,6 Нм,

ηподш=0,98 –КПД подшипников;

ηзп=0,97 – КПД зубчатой передачи;

[τкр]=(60…80) МПа –для термообработанных валов авиаредуктора;

dв1=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.0,025м =25мм;

Увеличим dв1 до большего диаметра и примем dв1 =40мм.

2)Расчет оси сателлита z2:

Ось сателлита z2 считаем на изгиб по формуле:

d=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Для определения М (изгибающего момента) нужно построить эпюру изгибающих моментов для оси сателлита. Для построения эпюр используется программа Mor 3.0

Миз=79,867 Нм;

d=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. 19,8 мм,

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=0,75.

Ось изготовлена из стали 30ХГСА для которой [Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.]=1500 кгс/см2;

Принимаем dоси=36 мм, так как в нее надо еще вставить маслоперепускную втулку.

3)Расчет оси сателлита z5:

Этот расчет ведется аналогично расчету оси сателлита z2.

Материал принимаем такой же как и в предыдущем случае – Сталь30ХГСА для которой [ Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] = 1500 кгс/см2. Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=0,75.

По эпюре изгибающих моментов находим максимальный момент:

Мmax = 128.427 Нм.

Тогда d = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.= 23,2 мм.

Так как в ось сателлита нужно вставить еще маслоперепускную втулку, то принимаем dоси = 45 мм.

4)Расчет вала водила:

Этот расчет производится по крутящему моменту, который найдем по формуле:

Мкр = 2*Ft*r,

где Ft1 = 5990 Н, r = 90 мм – межосевое расстояние (плечё), тогда Мкр =2*5990*0,09 = 1078,2 Нм.

Диаметр вала находим по формуле:

dвод =Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. =Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 0,04256 м Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.42,6 мм,

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. =(60-80)*106 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Так как внутри водила расположен еще один вал, то из конструктивных соображений и сравнив с предподчительными диаметрами, принимаем

dвод. нар = 55 мм, тогда dвнут = 44 мм (Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.).

Расчет роликов в сателлитах

1)Для сателлита z2:

Посчитаем динамическую грузоподъёмность получившегося подшипника по формуле:

С = fc*( i*leff*cos Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.)Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.*zРисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.*ДтРисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,

где fc – коэффициент, зависящий от геометрии деталей подшипника, точности его изготовления и материала;

leff –фактическая длина ролика (длина контакта);

z – количество тел качения;

Дт – диаметр тел качения;

i в нашем случае будет равным 1 (считаем как однородный подшипник);

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=0, тогда cos Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 1

Посчитаем количество тел качения:

Д = 65 мм; dв = 45 мм (принимаем ролики Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.10Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.14);

Z = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. 17 штук;

dм = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.мм – суммарный зазор между роликами.

dм = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 54,62 мм;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. ,

тогда по таблице находим fc = 7,98;

Грузоподъёмность равна:

C = 7,98*(1*14*1)Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. *17Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. *10Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 7118,94 кгс = 71189,4 Н.

Находим эквивалентную динамическую нагрузку:

Ра = (Х*Fr + Y*Fa)*Кб*Кт, (y*Fa=0, Х=1),

где Кб – коэффициент безопасности Кб = 1,2;

Кт – температурный коэффициент Кт = 1;

Fr – радиальная сила Fr = Ft.

Р = 1*5990*1,2*1 = 7188Н.

Видно, что грузоподъёмность в несколько раз превышает нагрузку, поэтому данные ролики обеспечат вполне нормальную работу вращения сателлита.

L=(C/P)P=(71189.4/7188)10/3=2086.2 млн. об.

P-для роликов принимаем равным 10/3.

Lh=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.34770.13 ч

2) Для сателлита z5:

Возьмём такие же ролики, как и в первой ступени, то есть 10Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.14.

Расчет динамической грузоподъёмности аналогичен, то есть

С = 71189.4 Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка равна:

Ра = Х*Fr*Кб*Кт = 1*9621.3*1,2*1 = 11545.56 Н,

L=(C/P)P=(71189.4/11545)10/3=429.94 млн. об.

Lh=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.7165.61 ч

ресурс работы роликов больше 7000 часов, следовательно они обеспечивают нормальную работу вращения сателлита.

Расчет основного вала винта ТВД

1)Проектировочный расчет:

Данный вал нагружается изгибающим, крутящим и гироскопическим моментами.

Влияние сжимающих и растягивающих сил мало и поэтому не учитывается. Расчет ведем по формуле:

d = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,

где Мкр = 9550*Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 13179 Нм,

[Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] = 70*106 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

d = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.113,8 мм.

Принимаем ближайший рекомендуемый: dв = 80 мм.

2)Проверочный расчет:

Для расчета валов определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Расстояния между опорами вала назначаем по прототипу в долях от диаметра вала.

Но первоначально определяем усилия, действующие на вал:

1)максимальный вращающий момент;

2)сила тяги винта F, растягивающая вал. Максимальное значение силы тяги, при работе винта на старте определяют из выражения:

F=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,

где Рдв – мощность двигателя, кВт; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.в=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- КПД винта; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- скорость полета самолета (Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.);

3)вес винта G, который берем из технических данных и для учета сил инерции умножаем на коэффициент перегрузки силовой установки n1=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

4)центробежная сила неуравновешенных масс винта Fц. б, которой обычно пренебрегают вследствие ее малости по сравнению с другими силами;

5)гироскопический момент Мг, возникающий при эволюциях самолета, когда изменяется направление оси вращения винта.

Для винтов с тремя и более лопастями максимальный гироскопический момент вычисляют по формуле:

Мг max = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. ,

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- угловая скорость вращения ротора в пространстве:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- средняя угловая скорость вращения самолета в пространстве. Здесь n2 – коэффициент перегрузки (для пассажирских самолетов: n2 =Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. );

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - скорость полета самолета при эволюции, Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., g=9,8 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. – ускорение свободного падения; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- угол поворота винта, отсчитываемый от плоскости вращения самолета (изменяется от 0 до 180о); Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- угол между осями вращения винта и самолета.

При Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. гироскопический момент имеет максимальное значение.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- момент инерции винта, может быть найден через массу и радиус инерции по формуле: Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=m*r2 . Радиус инерции определяют через наибольший радиус лопасти: r=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.. Коэффициент Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. для дюралюминиевых лопастей можно принять равным Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. .

Находим эти значения:

F=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Н;

G=200*g=2000, G*n1=2000*5=10000 Н;

R=1м; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., r=0.4Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.*1=0.4 м.

I=200*0.42=32 кг*м2;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Мг=32*104,67*0,03= 100,48 Нм;

Tmax=Т1+Т2=2233224+797580=3030,804 Нм;

Ткр1=Ft3*k*Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=5990*3*Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=2345,085 Нм;

Ткр2= Ft3*k*Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=5990*3*Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=808,69 Нм;

Расстояния вала между опорами равны:

а=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=0,8; в=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=1,21;

Определим реакции в опорах.

Вокруг точки А (по часовой стрелке момент считаем положительным):

-G*a+Mг+Rв=0;

Rв=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=6528,53 Н;

Вокруг точки B (по часовой стрелке момент считаем положительным):

Ra*в-G(a+в)+МГ=0;

Ra=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=16528.53 Н;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Строим эпюры нагружения моментами вала:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Мu=МГ-G*a=100.48-8000=[7899,52] Нм;

Проверка: Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

W=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=115.91*10-6;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=68,152*106 Па =68 МПа, [Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.]=190 МПа;

Вал выдерживает, так как коэффициент запаса прочности равен:

k=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=2.79.

Расчет и выбор подшипников

Подшипники служат опорами для валов вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу и передают их на раму машины. От их качества в значительной мере зависит работоспособность и долговечность машин.

Задняя опора водила и колесо закреплены и вращается посредством шарикового подшипника, который мало нагружен и по этому он не рассчитывается, а просто подбирается по диаметру вала.

Задняя опора основного вала воспринимает осевую, радиальную силу и гироскопический момент. Поэтому здесь используют шариковый четырехточечный подшипник (радиально упорный).

Проверка на долговечность:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

С=87100 – динамическая грузоподъемность;

Коэффициенты: Х=0,41; V=1,0; Y=0,87; Кб=1,2; Кт=1.

Fr – радиальная реакции в данной опоре;

Fa - осевая реакция в опоре;

p =3, для шариковых подшипников.

L=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. =16,468;

В часах работы получим:

L=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.6593 час;

Таким образом этого ресурса вполне хватит для обеспечения ресурса работы редуктора (Т=6400 час).

Передней опорой основного вала служит роликовый подшипник (радиальный) типа 32124 по ГОСТ 8328-75, подшипник с особо легкой серии.

Проверка на долговечность:

L=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. , С = 103000, Р=(X*Fr+Y*Fa)*Кб*Кт;

Коэффициенты: Х=1; Fa=0 (осевая реакция отсутствует);

Кб=1,2; Кт=1; Fr =16516.9 Н;

Р=1*16516,9*1,2*1=19820,28 Н;

L=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=(7.795)Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=939.124

В часах работы:

L=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=13730 час.

Таким образом, этого ресурса вполне хватает для обеспечения ресурса работы редуктора (Т=6400 час).

Расчет шлицевых соединений

Расчет шлицевого соединения расмотрим на примере колеса. Размеры шлицев выбираются по таблицам стандартов в зависимости от диаметра вала. Боковые поверхности шлицев испытывают напряжение смятия, а в сечениях у их оснований возникают напряжения среза и изгиба.

Схема для расчета шлицевых соединений.

Для шлицев стандартного профиля значение имеют напряжения смятия, которые определяются по формуле:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., где

Мкр – наибольший допустимый крутящий момент, передаваемый соединением;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.= (0,7Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.0,8) – коэффициент, учитывающий неравномерность усилия по рабочим поверхностям зубьев, обычно принимают Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.= 0,75;

F – площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, в мм2.

F=z*[Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] – для прямобочных (прямоугольных) зубьев;

F=0.8*m*z – для эвольвентных зубьев, где m – модуль, z – количество зубьев;

F=Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- для треугольных зубьев;

r – радиус закругления, мм; f – радиус фаски, мм; Dв – наружный диаметр зубьев вала, мм; dа – диаметр отверстия шлицевой втулки;

rср =Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- для прямобочных (прямоугольных) зубьев;

rср =0,5*d – для эвольвентных и треугольных зубьев;

[Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] – допускаемое напряжение на смятие.

1)Шлицы на валу-рессоре, идущему от двигателя возьмем эвольвентными:

эв.60×2×28.

Посчитаем эти шлицы на смятие:

Мкр=269,556 Нм = 269,556*103 Нмм;

[Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] =220 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. (для стали 30ХГСА); Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.= 80о;

F= 0,8*2*28=44,8 мм; l=34 мм;

rср = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. мм;

da = do - x = m*z*cosРисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - х = 2*28*cos30o -1 = 47.5 мм;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 75.5 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. < [Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] = 220 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Напряжение смятия меньше предельно допустимого почти в 3 раза, следовательно, выбранные шлицы эвольвентного профиля будут нормально работать при таких нагрузках.

2)Шлицы от колеса z3, которые передают крутящий момент на ступень перебора (z4): эв. 85×2,5×32.

Мкр = Ft*r3=5990*0.126 = 754.74 Нм, l = 22 мм (берем из чертежа);

[Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] = 300 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. (для стали 12×2НЧА), Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 30о;

da = do-X = m*z*cosРисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.-X = 2*32*cos30o – 1.25 = 54.18 мм;

rср = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.мм;

F = 0.8*m*z = 0.8*2*32 = 51.2 мм;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.= Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. < [Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] = 300 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Следовательно, Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. не превышает допустимого значения.

3)Шлицы, передающие крутящий момент от колеса z6 на главный вал, берем эвольвентные: эв. 95×2,5×36.

Мкр = Ft*r6 = 9875*0.126 = 1244,25 Нм;

l = 22 мм; m = 2.5; z = 36; Dc = 95 мм; X = 1.25 мм.

da = dc – X = m*z*cos30o – 1.25 = 2.5*36*cos30o – 1.25 = 76.7 мм;

rср = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. мм;

F = 0.8*m*z = 0.8*2.5*36 = 72 мм;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. < [Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] = 380 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.(сталь 38ХМЮА).

То есть шлицы выдерживают данный режим работы.

4)Шлицы, передающие крутящий момент от водила к основному валу –

эвольвентные: эв. 45×2,5×18.

Мкр = 1078,2 Нм, l = 35 мм; m = 2.5; z = 18; X = 1.25 мм;

da = do – X = m*z*cos30o – X = 2.5*18*cos30o – 1.25 = 37,72 мм;

rср = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. мм;

F = 0.8*m*z = 0.8*2.5*18 = 36 мм2; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 371,65 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. < [Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.] =410 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.-

(применяем сталь 30ХГСАУ).

С расчета следует, что выбранные шлицы вполне выдерживают данные напряжения смятия, возникающие при работе редуктора.

Расчет болтового соединения

Расчет болтового соединения проводим для фланца (на конце основного вала), предназначенного для передачи крутящего момента от вала редуктора к тяговому винту.

Предположим, что болтовое соединение выполнено без зазора группой болтов.

При расчете прочности соединения не учитываются силы трения в стыке, так как затяжка в данном болтовом соединении не обязательна. Стержень болта рассчитывают на напряжения среза и смятия.

Схема для расчета болта, поставленого без зазора при поперечной нагрузке.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рис.4.Эпюры напряжений сжатия стержня болта

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

а) действительное Рис. 4-5 б) расчетное

Условия прочности по напряжениям среза: Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Где i – число плоскостей среза (i=1);

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- диаметр болта (do=16);

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,

где z – количество болтов;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. м (по чертежу)

N - мощность двигателя, кВт;

n - частота вращения винта, об/мин.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. Н.

Подставим в формулу для Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. МПа, Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.МПа ( для стали 40ХН).

Рассчитаем Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. ,

где l=20 мм толщина фланца, соприкасающаяся с болтом (по чертежу), а Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.МПа (для стали 40ХН).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. МПа;

так как Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. МПа

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. МПа.

То есть, из расчета болтов видно, что они “с запасом” выдерживают нагрузки на смятие и срез, возникающие при работе редуктора.

Смазка механизма

Смазочные материалы в машинах применяются с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения силы трения, отвода от крутящихся (трущихся) поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, и также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины (редуктора). Кроме того, большая стабильность коэффициента трения и демпфирующие свойства слоя смазочного материала между взаимодействующими поверхностями способствует снижению динамических нагрузок, увеличению плавности и точности работы машины (редуктора).

В зависимости от условия работы - применяют жидкие, пластичные и твердые смазочные материалы. Наиболее распространенные жидкие масла. К ним относятся индустриальные масла общего назначения и специальные масла, первоначальное назначение которых отражено в их названии:

1. Турбинные (для смазывания подшипников и других агрегатов турбин);

2. Авиационные;

3. Трансмиссионные;

4. Автомобильные и др..

В данном редукторе используется смесь масел по объему:

75% - трансформаторного масла по ГОСТ 982-56;

25% - МС-20 по ГОСТ 1013-49.

В редукторе используется один из способов подвода и нанесения смазочного материала поверхность трения, а точнее, циркуляционный способ (жидкий смазочный материал подается принудительно, например поливом или подачей под давлением, к трущимся поверхностям, стекает с них в маслосборник и через нагнетательную систему вновь подается к поверхностям трения ).

редуктор вал подшипник

Вывод

Таким образом, был произведен расчет авиационного редуктора, двигателя АИ - 20. Его геометрические параметры, по возможности, согласованны с выданным прототипом.

Для расчета были использованы такие исходные данные:

N=1380 кВт;

nt=12400 об/мин;

nв=1000 об/мин;

Т=7000 часов.

В процессе работы над курсовым проектом были рассчитаны и подобранны, по возможности, близкие к стандартным различные виды соединений (болтовое, шлицевое), зубчатых зацеплений. Был произведен расчет и подбор подшипников, проверка на долговечность которых позволила утверждать то, что конструкция может успешно работать на протяжении всего ресурса.

Итогом курсового проекта стали сборочный чертеж редуктора и рабочий чертеж детали.

Список использованной литературы

1.  Расчет и проектирование зубчатых передач. Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин, Харьков, ХАИ – 1980, 113с.

2.  Детали машин, М. М. Иванов, М. – Высшая школа, 1964г., 448с.

3.  Я. Я. Перель, Подшипники качения. Справочник, М. – Машиностроение, 1983, 543с.

4.  Справочник материалов, Киев – Высшая школа, 1986, 638с.

5.  В. И. Анурьев, Справочник конструктора – машиностроения, в 3-х томах, Т.1,2,3 ; М. – Машиностроение,1979.

6. В. И. Назин “Проектирование подшипников и валов”.


Здесь опубликована для ознакомления часть дипломной работы "Расчет и проектирование зубчатых передач". Эта работа найдена в открытых источниках Интернет. А это значит, что если попытаться её защитить, то она 100% не пройдёт проверку российских ВУЗов на плагиат и её не примет ваш руководитель дипломной работы!
Если у вас нет возможности самостоятельно написать дипломную - закажите её написание опытному автору»


Просмотров: 599

Другие дипломные работы по специальности "Промышленность, производство":

Технология и организация производства молока

Смотреть работу >>

Изготовление фужера 150 мл методом литья под давлением

Смотреть работу >>

Расчет и конструирование лифтов и комплектующего их оборудования

Смотреть работу >>

Выбор электродвигателя установки и его назначение

Смотреть работу >>

Техническое обслуживание и ремонт холодильного шкафа ШХ-0,8 м

Смотреть работу >>