трусики женские украина

На головну

 Розрахунок і проектування зубчастих передач - Промисловість, виробництво

Міністерство освіти і науки України

Національний аерокосмічний університет

ім. М. Є. Жуковського "ХАІ"

Кафедра 202

Курсовий проект з основ конструкції машин і механізмів

«Розрахунок і проектування зубчастих передач»

(Редуктор "АІ - 20")

Виконав: студент 232 гр.

Удовітченко А.С.

Перевірив:

викладач

Харків 2005

Зміст

Введення

Планетарний редуктор АІ -20

Проектувальний розрахунок 1-го ступеня

Розрахунок зачеплення Z1-Z2

Розрахунок зачеплення Z2-Z3

Проектувальний розрахунок 2-го ступеня

Зачеплення Z4-Z5

Зачеплення Z5-Z6

Конструювання і розрахунок на міцність валів і осей

Проектувальний розрахунок осі сателітів

Розрахунок основного вала ТВД

Розрахунок і вибір підшипників

Розрахунок шліцьових з'єднань

Розрахунок болтового з'єднання

Мастило механізму

Висновок

Список використаної літератури

Введення

Зубчасті передачі - вельми поширені елементи різних машин і приладів. Стосовно машин, зокрема, до трансмісіям енергосилових установок літальних апаратів, вони є силовими. Їх міцність і працездатність істотно впливають на надійність і довговічність останніх.

Характер навантаження і умови роботи зубів досить складне. У зв'язку з цим може бути зазначено наступне:

1. Позірна рівномірне обертання зубчастих передач в дійсності є нерівномірним. Через похибки в геометрії зубів швидкість обертання виявляється не постійною. Зубчаста передача є складною колебательной системою, яка об'єднує ряд локальних її елементів (зуби, конструктивні елементи колеса, вали і приєднані до них маси).

2. За кожен оборот зуби один або кілька разів входять і виходять із зачеплення. У точці контакту виникають нормальні і дотичні глибинні контактні напруги, що змінюються по пульсуючому циклу. Дія змінних контактних напружень викликає утомлююча викришування робочих поверхонь зубів. Викришування характерно для закритих передач з рясною мастилом.

3. У підстави зуба виникають ізгібние і стискають напруги. За величиною переважаючими є ізгібние напруги. Тому, коли мова йде про міцність зубів у їх підстави, оцінці підлягають насамперед ізгібние або сумарні напруги.

4. У процесі експлуатації зубчасті передачі відчувають дію короткочасних перевантажень (пікових навантажень).

5. При підвищених змінних напругах руйнування зуба може виникнути також і від так званої малоцикловой втоми.

6. У важко навантажених зубчастих передач великі тиску в зоні контакту можуть призвести до витискування мастила, появі напівсухого тертя і, як наслідок, до підвищеного тепловиділення.

7. Для попередження можливих видів пошкодження ведуться такі розрахунки зубчастих передач:

а) розрахунок зубів на контактну міцність.

Метою його є попередження появи усталостного викришування.

б) розрахунок зубів на згинальну міцність. Метою розрахунку є попередження поломки викликане дією згинальних напружень.

в) перевірка міцності зубів по малоцикловой втоми.

г) перевірка міцності зубів при дії пікових навантажень.

д) розрахунок на заїдання.

Побудова розрахунку зубчастих передач з урахуванням перерахованих вище особливостей їх роботи представляє велику трудність.

Планетарний редуктор АІ-20

Планетарним зубчастим називається механізм, що містить колеса, іменованими сателітами, осі яких рухливі.

Сателіти встановлюються в водило h, вісь якого називають основною. Зубчасті колеса разом з осями, що збігаються з основною осью- називають центральними колесам.

Центральні колеса і водило сприймають навантаження від зовнішніх моментів називається основними ланками. Число сателітів позначають nw = 3 ... 6, але зустрічаються передачі з 1-м сателітом або більше 6-и.

Планетарні механізми, в якому два основних ланки, пов'язані з ведучим і веденим валами, а третє не поза обертається (пов'язане з корпусом), називається планетарною передачею. Якщо всі три основних ланки з'єднані з валами, з яких один ведучий і два ведених або навпаки, називають диференціальним механізмом.

У цій роботі був спроектований і розрахований редуктор турбогвинтового двигуна АІ-20.

Цей редуктор має планетарні передачі. Він складається з двох ступенів, причому в другому ступені сателіти закріплені нерухомо в корпусі, що відповідає планетарної передачі за визначенням.

У проекті наведено розрахунок зубчастих зачеплень та інших деталей.

Конструювання і розрахунок на міцність валів і осей

1) Діаметр валу сонячного колеса z1:

dв =, де Мкр = МР1 * U12 * ?подш;

Мкр = 269,536 * 0,9 * 0,98 * 0,97 = 230,6 Нм,

?подш = 0,98 -ККД підшипників;

?зп = 0,97 - ККД зубчастої передачі;

[?кр] = (60 ... 80) МПа -для термооброблених валів авіаредуктора;

dв1 = 0,025 м = 25мм;

Збільшимо dв1до більшого діаметру і приймемо dв1 = 40мм.

2) Розрахунок осі сателіта z2:

Вісь сателіта z2счітаем на вигин за формулою:

d =;

Для визначення М (згинального моменту) потрібно побудувати епюру згинальних моментів для осі сателіта. Для побудови епюр використовується програма Mor 3.0

Міз = 79,867 Нм;

d = 19,8 мм,

де == 0,75.

Вісь виготовлена ??зі сталі 30ХГСА для якої [] = 1500 кгс / см2;

Приймаємо dосі = 36 мм, так як в неї треба ще вставити маслоперепускную втулку.

3) Розрахунок осі сателіта z5:

Цей розрахунок ведеться аналогічно розрахунку осі сателіта z2.

Матеріал приймаємо такий же як і в попередньому випадку - сталь30ХГСА для якої [] = 1500 кгс / см2. = 0,75.

За епюрі згинальних моментів знаходимо максимальний момент:

Мmax = 128.427 Нм.

Тоді d == 23,2 мм.

Так як в вісь сателіта потрібно вставити ще маслоперепускную втулку, то приймаємо dосі = 45 мм.

4) Розрахунок вала водила:

Цей розрахунок проводиться по крутний момент, який знайдемо за формулою:

Мкр = 2 * Ft * r,

де Ft1 = 5990 Н, r = 90 мм - міжосьова відстань (плече), тоді Мкр = 2 * 5990 * 0,09 = 1078,2 Нм.

Діаметр вала знаходимо за формулою:

dвод === 0,04256 м42,6 мм,

де = (60-80) * 106.

Так як усередині водила розташований ще один вал, то з конструктивних міркувань і порівнявши з предподчітельная діаметрами, приймаємо

dвод.нар = 55 мм, тоді dвнут = 44 мм ().

Розрахунок роликів в сателітах

1) Для сателіта z2:

Порахуємо динамічну вантажопідйомність отриманого підшипника за формулою:

С = fc * (i * leff * cos) * z * Дт,

де fc- коефіцієнт, що залежить від геометрії деталей підшипника, точності його виготовлення і матеріалу;

leff-фактична довжина ролика (довжина контакту);

z - кількість тіл кочення;

ДТ- діаметр тіл кочення;

i в нашому випадку буде рівним 1 (вважаємо як однорідний підшипник);

= 0, тоді cos = 1

Порахуємо кількість тіл кочення:

Д = 65 мм; dв = 45 мм (приймаємо ролікі1014);

Z == 17 штук;

dм =, гдемм - сумарний зазор між роликами.

dм == 54,62 мм;

,

тоді по таблиці знаходимо fc = 7,98;

Вантажопідйомність дорівнює:

C = 7,98 * (1 * 14 * 1) * 17 * 10 = 7118,94 кгс = 71189,4 Н.

Знаходимо еквівалентну динамічне навантаження:

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

де КБ-коефіцієнт безпеки Кб = 1,2;

Кт- температурний коефіцієнт Кт = 1;

Fr- радіальна сила Fr = Ft.

Р = 1 * 5990 * 1,2 * 1 = 7188Н.

Видно, що вантажопідйомність в кілька разів перевищує навантаження, тому дані ролики забезпечать цілком нормальну роботу обертання сателіта.

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

P-для роликів приймаємо рівним 10/3.

Lh = 34770.13 ч

2) Для сателіта z5:

Візьмемо такі ж ролики, як і в першій ступені, тобто 1014.

Розрахунок динамічної вантажопідйомності аналогічний, тобто

С = 71189.4 Н.

Еквівалентна динамічна навантаження дорівнює:

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 = 7165.61 ч

ресурс роботи роликів більше 7000 годин, отже вони забезпечують нормальну роботу обертання сателіта.

Розрахунок основного вала гвинта ТВД

1) Проектувальний розрахунок:

Даний вал навантажується ізгібающім, крутним і гіроскопічним моментами.

Вплив стискають і розтягують сил мало і тому не враховується. Розрахунок ведемо за формулою:

d =,

де Мкр = 9550 * = 13179 Нм,

[] = 70 * 106,

d = 113,8 мм.

Приймаємо найближчий рекомендований: dв = 80 мм.

2) Перевірочний розрахунок:

Для розрахунку валів визначаємо реакції в опорах і будуємо епюри згинальних і крутних моментів.

Відстані між опорами вала призначаємо по прототипу в частках від діаметра валу.

Але спочатку визначаємо зусилля, що діють на вал:

1) максимальний обертовий момент;

2) сила тяги гвинта F, що розтягує вал. Максимальне значення сили тяги, при роботі гвинта на старті визначають з виразу:

F =,

де Рдв- потужність двигуна, кВт; в = - ККД гвинта; - швидкість польоту літака (=);

3) вага гвинта G, який беремо з технічних даних і для обліку сил інерції множимо на коефіцієнт перевантаження силової установки n1 =;

4) відцентрова сила неврівноважених мас гвинта Fц.б, якою зазвичай нехтують внаслідок її малості в порівнянні з іншими силами;

5) гіроскопічний момент Мг, що виникає при еволюціях літака, коли змінюється напрямок осі обертання гвинта.

Для гвинтів з трьома і більше лопатями максимальний гироскопический момент обчислюють за формулою:

Мгmax =,

де- кутова швидкість обертання ротора в просторі:

=

- Середня кутова швидкість обертання літака в просторі. Тут n2- коефіцієнт перевантаження (для пасажирських літаків: n2 =);

- Швидкість польоту літака при еволюції ,, g = 9,8- прискорення вільного падіння; - кут повороту гвинта, відлічуваний від площини обертання літака (змінюється від 0 до 180о); - кут між осями обертання гвинта і літака.

Прігіроскопіческій момент має максимальне значення.

- Момент інерції гвинта, може бути знайдений через масу і радіус інерції за формулою: = m * r2. Радіус інерції визначають через найбільший радіус лопаті: r =. Коеффіціентдля дюралюмінієвих лопатей можна прийняти рівним.

Знаходимо ці значення:

F = Н;

G = 200 * g = 2000, G * n1 = 2000 * 5 = 10000 Н;

R = 1м ;, r = 0.4 * 1 = 0.4 м.

I = 200 * 0.42 = 32 кг * м2;

;

Мг = 32 * 104,67 * 0,03 = 100,48 Нм;

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

Ткр1 = Ft3 * k * = 5990 * 3 * = 2345,085 Нм;

Ткр2 = Ft3 * k * = 5990 * 3 * = 808,69 Нм;

Відстані вала між опорами рівні:

а == 0,8; в == 1,21;

Визначимо реакції в опорах.

Навколо точки А (за годинниковою стрілкою момент вважаємо позитивним):

-G * A + Mг + Rв = 0;

Rв == 6528,53 Н;

Навколо точки B (за годинниковою стрілкою момент вважаємо позитивним):

Ra * в-G (a + в) + МГ = 0;

Ra == 16528.53 Н;

Будуємо епюри навантаження моментами валу:

Мu = МГ-G * a = 100.48-8000 = [7899,52] Нм;

Перевірка :;

W == 115.91 * 10-6;

= 68,152 * 106Па = 68 МПа, [] = 190 МПа;

Вал витримує, так як коефіцієнт запасу міцності дорівнює:

k == 2.79.

Розрахунок і вибір підшипників

Підшипники служать опорами для валів обертових осей. Вони сприймають радіальні і осьові навантаження, прикладені до вала і передають їх на раму машини. Від їх якості значною мірою залежить працездатність і довговічність машин.

Задня опора водила і колесо закріплені і обертається за допомогою кулькового підшипника, який мало навантажений і з цього він не розраховується, а просто підбирається по діаметру валу.

Задня опора основного вала сприймає осьову, радіальну силу і гіроскопічний момент. Тому тут використовують кульковий чотирьохточковий підшипник (радіально завзятий).

Перевірка на довговічність:

С = 87100 - динамічна вантажопідйомність;

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

Fr- радіальна реакції в даній опорі;

Fa- осьова реакція в опорі;

p = 3, для кулькових підшипників.

L == 16,468;

У годиннику роботи отримаємо:

L = 6593 год;

Таким чином цього ресурсу цілком вистачить для забезпечення ресурсу роботи редуктора (Т = 6400 год).

Передньою опорою основного вала служить роликовий підшипник (радіальний) типу 32124 по ГОСТ 8328-75, підшипник з особливо легкої серії.

Перевірка на довговічність:

L =, С = 103000, Р = (X * Fr + Y * Fa) * Кб * Кт;

Коефіцієнти: Х = 1; Fa = 0 (осьова реакція відсутня);

Кб = 1,2; Кт = 1; Fr = 16516.9 Н;

Р = 1 * 16516,9 * 1,2 * 1 = 19820,28 Н;

L == (7.795) = 939.124

У годиннику роботи:

L == 13730 годину.

Таким чином, цього ресурсу цілком вистачає для забезпечення ресурсу роботи редуктора (Т = 6400 год).

Розрахунок шліцьових з'єднань

Розрахунок шліцьового з'єднання расмотрим на прикладі колеса. Розміри шліців вибираються за таблицями стандартів залежно від діаметра вала. Бічні поверхні шліців відчувають напруження зминання, а в перетинах у їх підстав виникають напруги зрізу і вигину.

Схема для розрахунку шліцьових з'єднань.

Для шліців стандартного профілю значення мають напруги зминання, які визначаються за формулою:

, Де

Мкр- найбільший допустимий крутний момент, що передається з'єднанням;

= (0,70,8) - коефіцієнт, що враховує нерівномірність зусилля по робочим поверхням зубів, зазвичай приймають = 0,75;

F - площа всіх бічних поверхонь зубів з одного боку на 1 мм довжини, в мм2.

F = z * [] - для прямобочного (прямокутних) зубів;

F = 0.8 * m * z - для евольвентних зубців, де m - модуль, z - кількість зубів;

F = - для трикутних зубів;

r - радіус закруглення, мм; f - радіус фаски, мм; Dв- зовнішній діаметр зубів валу, мм; dа- діаметр отвору шліцьовій втулки;

rср = - для прямобочного (прямокутних) зубів;

rср = 0,5 * d - для евольвентних і трикутних зубів;

[] - Допустиме напруження на зминання.

1) Шліци на валу-ресорі, що йде від двигуна візьмемо евольвентними:

ев.60 ? 2 ? 28.

Порахуємо ці шліци на зминання:

Мкр = 269,556 Нм = 269,556 * 103Нмм;

[] = 220 (для сталі 30ХГСА); = 80о;

F = 0,8 * 2 * 28 = 44,8 мм; l = 34 мм;

rср = мм;

da = do- x = m * z * cos- х = 2 * 28 * cos30o-1 = 47.5 мм;

== 75.5 <[] = 220;

Напруга зминання менше гранично допустимого майже в 3 рази, отже, вибрані шліци евольвентного профілю будуть нормально працювати при таких навантаженнях.

2) Шліци від колеса z3, які передають крутний момент на щабель перебору (z4): ев. 85 ? 2,5 ? 32.

Мкр = Ft * r3 = 5990 * 0.126 = 754.74 Нм, l = 22 мм (беремо з креслення);

[] = 300 (для стали 12 ? 2НЧА), = 30о;

da = do-X = m * z * cos-X = 2 * 32 * cos30o- 1.25 = 54.18 мм;

rср = мм;

F = 0.8 * m * z = 0.8 * 2 * 32 = 51.2 мм;

= <[] = 300.

Отже, не перевищує допустимого значення.

3) Шліци, що передають крутний момент від колеса z6на головний вал, беремо евольвентні: ев. 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 = мм;

F = 0.8 * m * z = 0.8 * 2.5 * 36 = 72 мм;

= <[] = 380 (сталь 38ХМЮА).

Тобто шліци витримують даний режим роботи.

4) Шліци, що передають крутний момент від водила до основного валу -

евольвентні: ев. 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 = мм;

F = 0.8 * m * z = 0.8 * 2.5 * 18 = 36 мм2 ;;

=== 371,65 <[] = 410-

(Застосовуємо сталь 30ХГСА).

З розрахунку випливає, що обрані шліци цілком витримують дані напруги зминання, що виникають при роботі редуктора.

Розрахунок болтового з'єднання

Розрахунок болтового з'єднання проводимо для фланця (на кінці основного валу), призначеного для передачі крутного моменту від валу редуктора до тягового гвинта.

Припустимо, що болтове з'єднання виконано без зазору групою болтів.

При розрахунку міцності з'єднання не враховуються сили тертя в стику, так як затяжка в даному болтове з'єднання не обов'язкова. Стрижень болта розраховують на напруги зрізу і зминання.

Схема для розрахунку болта, поставленого без зазору при поперечної навантаженні.

Ріс.4.Епюри напружень стиску стержня болта

а) дійсне Рис. 4-5 б) розрахункове

Умови міцності по напруженням зрізу :.

Де i - число площин зрізу (i = 1);

- Діаметр болта (do = 16);

,

де z - кількість болтів;

;; М (за кресленням)

N- потужність двигуна, кВт;

n- частота обертання гвинта, об / хв.

Н.

Підставами в формулу для.

МПа, МПа (для сталі 40ХН).

Розрахуємо,

де l = 20 мм товщина фланця, що стикається з болтом (за кресленням), Ампа (для сталі 40ХН).

МПа;

так какМПа

МПа.

Тобто, з розрахунку болтів видно, що вони "з запасом" витримують навантаження на зминання і зріз, що виникають при роботі редуктора.Смазка механізму

Мастильні матеріали в машинах застосовуються з метою зменшення інтенсивності зношування, зниження сили тертя, відводу від обертових (труться) поверхонь теплоти і продуктів зношування, і також для запобігання деталей від корозії. Зниження сил тертя завдяки мастилі забезпечує підвищення ККД машини (редуктора). Крім того, більша стабільність коефіцієнта тертя і демпфирующие властивості шару мастильного матеріалу між взаємодіючими поверхнями сприяє зниженню динамічних навантажень, збільшення плавності і точності роботи машини (редуктора).

Залежно від умови роботи-застосовують рідкі, пластичні і тверді мастильні матеріали. Найбільш поширені рідкі масла. До них відносяться індустріальні масла загального призначення та спеціальні масла, первісне призначення яких відображено в їх назві:

1. Турбінні (для змащування підшипників та інших агрегатів турбін);

2. Авіаційні;

3. Трансмісійні;

4. Автомобільні та ін ..

У даному редукторі використовується суміш масел за обсягом:

75% - трансформаторного масла по ГОСТ 982-56;

25% - МС-20 по ГОСТ 1013-49.

У редукторі використовується один із способів підведення і нанесення мастильного матеріалу поверхню тертя, а точніше, циркуляційний спосіб (рідкий мастильний матеріал подається примусово, наприклад поливом або подачею під тиском, до тертьових поверхонь, стікає з них в маслосборнік і через нагнетательную систему знову подається до поверхонь тертя).

редуктор вал підшипник

Висновок

Таким чином, був зроблений розрахунок авіаційного редуктора, двигуна АІ 20. Його геометричні параметри, по можливості, узгоджені з виданими прототипом.

Для розрахунку були використані такі вихідні дані:

N = 1380 кВт;

nt = 12400 об / хв;

nв = 1000 об / хв;

Т = 7000 годин.

У процесі роботи над курсовим проектом були розраховані і підібрані, по можливості, близькі до стандартних різні види з'єднань (болтове, шлицевое), зубчастих зачеплень. Був проведений розрахунок і підбір підшипників, перевірка на довговічність яких дозволила стверджувати те, що конструкція може успішно працювати протягом всього ресурсу.

Підсумком курсового проекту стали складальне креслення редуктора і робоче креслення деталі.

Список використаної літератури

1. Розрахунок і проектування зубчастих передач. Навчальний посібник до курсового проектування з деталей машин, Харків, ХАІ - 1980, 113с.

2. Деталі машин, М.М.Іванов, М. - Вища школа, 1964р., 448с.

3. Я.Я.Перель, Підшипники кочення. Довідник, М. - Машинобудування, 1983, 543с.

4. Довідник матеріалів, Київ - Вища школа, 1986, 638с.

5. В.І.Анурьев, Довідник конструктора - машинобудування, в 3-х томах, Т.1,2,3; М. - Машинобудування, 1979.

6. В.І. Назін "Проектування підшипників і валів".

Авіація і космонавтика
Автоматизація та управління
Архітектура
Астрологія
Астрономія
Банківська справа
Безпека життєдіяльності
Біографії
Біологія
Біологія і хімія
Біржова справа
Ботаніка та сільське господарство
Валютні відносини
Ветеринарія
Військова кафедра
Географія
Геодезія
Геологія
Діловодство
Гроші та кредит
Природознавство
Журналістика
Зарубіжна література
Зоологія
Видавнича справа та поліграфія
Інвестиції
Інформатика
Історія
Історія техніки
Комунікації і зв'язок
Косметологія
Короткий зміст творів
Криміналістика
Кримінологія
Криптологія
Кулінарія
Культура і мистецтво
Культурологія
Логіка
Логістика
Маркетинг
Математика
Медицина, здоров'я
Медичні науки
Менеджмент
Металургія
Музика
Наука і техніка
Нарисна геометрія
Фільми онлайн
Педагогіка
Підприємництво
Промисловість, виробництво
Психологія
Психологія, педагогіка
Радіоелектроніка
Реклама
Релігія і міфологія
Риторика
Різне
Сексологія
Соціологія
Статистика
Страхування
Будівельні науки
Будівництво
Схемотехніка
Теорія організації
Теплотехніка
Технологія
Товарознавство
Транспорт
Туризм
Управління
Керуючі науки
Фізика
Фізкультура і спорт
Філософія
Фінансові науки
Фінанси
Фотографія
Хімія
Цифрові пристрої
Екологія
Економіка
Економіко-математичне моделювання
Економічна географія
Економічна теорія
Етика

8ref.com

© 8ref.com - українські реферати


енциклопедія  бефстроганов  рагу  оселедець  солянка