Расчет и проектирование зубчатых передач (стр. 1 из 4)

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”)

Выполнил : 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

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 z 1 :

dв=

, где Мкрр1* 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;

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

dв1=

0,025м =25мм;

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

2)Расчет оси сателлита z 2 :

Ось сателлита z2 считаем на изгиб по формуле:

d=

;

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=

19,8 мм,

где

=
=0,75.

Ось изготовлена из стали 30ХГСА для которой [

]=1500 кгс/см2 ;

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

3)Расчет оси сателлита z 5 :

Этот расчет ведется аналогично расчету оси сателлита z2.

Материал принимаем такой же как и в предыдущем случае – Сталь30ХГСА для которой [

] = 1500 кгс/см2 .
=0,75.

По эпюре изгибающих моментов находим максимальный момент:

Мmax = 128.427 Нм.

Тогда d =

= 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 Ft 1 = 5990 Н, r = 90 мм – межосевое расстояние (плечё), тогда Мкр =2*5990*0,09 = 1078,2 Нм.

Диаметр вала находим по формуле:

dвод =

=
= 0,04256 м
42,6 мм ,

где

=(60-80)*106
.

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 (

).

Расчет роликов в сателлитах

1)Для сателлита z 2:

Посчитаем динамическую грузоподъёмность получившегося подшипника по формуле:


С = fc* ( i*leff *cos

)
*z
т
,

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);

=0, тогда cos
= 1

Посчитаем количество тел качения:

Д = 65 мм; dв = 45 мм (принимаем ролики

10
14);

Z =

=
17 штук;

dм =

, где
мм – суммарный зазор между роликами.


Copyright © MirZnanii.com 2015-2018. All rigths reserved.