Одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор для авиационного привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ «БЕЛОРУССКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ АВИАЦИИ»

ЦИКЛОВАЯ КОМИССИЯ ОБЩЕТЕХНИЧЕСКИХ ДИСЦИПЛИН

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПО УЧЕБНО ДИСЦИПЛИНЕ «ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА»

Задание

Спроектировать, для авиационного привода, одноступенчатый цилиндрический прямозубый закрытый редуктор с передаточным числом u = 5, чтобы он мог передавать мощность Р₁ = 3кВт при частоте вращения ведущего вала n₁= 950 об/мин.

Привод предназначен для длительной эксплуатации, валы установлены на шарикоподшипниках, шестерня и колесо изготовлены из одной марки стали 20ХН2.

Рис. 1

Содержание проекта

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

3. Расчет тихоходного (ведомого) вала редуктора

4. Расчет быстроходного (ведущего) вала редуктора

5. Проверка долговечности ранее выбранных подшипников качения для быстроходного вала редуктора

6. Проверка долговечности ранее выбранных подшипников качения для тихоходного вала редуктора

7. Выбор сорта масла и способы смазки

8. Конструирование корпуса редуктора

Список использованных источников

1. Кинематический и силовой расчеты привода

Исходные данные к расчету:

u =5 - передаточное число прямозубой передачи редуктора

Р₁ = 3 кВт - передаваемая мощность ведущим валом редуктора

n₁= 950 об/мин - частота вращения ведущего вала редуктора

Определим КПД привода

где - зубчатой передачи

- пары подшипников, установленных на одном валу.

Определение частоты вращения ведомого вала редуктора

Определение угловой скорости вращения валов редуктора

(рад/с) - угловая скорость ведущего вала

(рад/с) - угловая скорость ведомого вала

Определение мощности на ведомом валу редуктора

Определение вращающих моментов на валах редуктора



Подбор двигателя по мощности и частоте вращения .

По таблице 16.7.1 [4, с.280] подбираем двигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый. При об/мин и кВт рекомендуют типоразмер 132M2

2. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

Исходные данные к расчету

u = 6.3 - передаточное число прямозубой передачи редуктора

= 219.23(Н·м) - вращающий момент на ведомом валу редуктора

= 2930 об/мин - чистота вращения ведущего вала редуктора

сталь 20XH - материал изготовления зубчатых колес передачи

Определение контактного допускаемого напряжения

По таблице для стали 20XH при улучшении, цементации и закалке имеем: твердость зубьев HRC_э 2200+70. Берем HRC_э 2200+70.

Предел выносливости при базовом числе циклов нагружения зубьев

у_нlimb=2360=1380МПа

Коэффициент безопасности S_н =1,2-1,3

Принимаем S_н =1,25

Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

По ГОСТ 2185-66 назначаем = 111.4=112мм

В проектном расчете = 1,15 - коэффициент распределения по ширине зубчатого венца колеса имеет ориентировочное значение при НВ <350 для симметрично расположенных колес относительно опор.

Ш_ва= 0,25 - коэффициент ширины зубчатого венца выбирают из ГОСТ 2185-66

Выбор модуля зацепления:

= (0,01…0,02) ? = (0.01…0.02) • 100=(1…2)

По таблице ГОСТ 9563-66 принимаю модуль = 1.5мм.

Определение числа зубьев.

Шестерня.

Колесо.

Основные геометрические размеры шестерни и колеса.

Колесо.

1. Диаметр делительной окружности:

мм

2. Диаметр окружности вершин зубьев колеса:

мм

3. Диаметр окружности впадин зубьев колеса:

4. Ширина зубчатого венца колеса

b₂ = _ва= 0, 25 100= 25 мм

Шестерня.

1.Диаметр делительной окружности шестерни:

мм

2. Диаметр окружности по вершинам зубьев шестерни:

мм



Рисунок 2 Колесо

3. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни:

мм

4. Ширина зубчатого венца шестерни:

b₁ = b₂ + (5…10) = 25 + 10 = 35 мм

Рисунок 3 Вал-шестерня

Уточняем межосевое расстояние

Определение окружной скорости зубчатых колес

Для прямозубых передач при н< 5 м/с следует принимать 8 степень точности.

Проверка контактной выносливости боковой поверхности зубьев

МПа

где = 1 ? 1.04 ? 1.05 = 1.092 - уточненный коэффициент нагрузки.

= 1.0 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса

= 1.04 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, зависит от степени точности изготовления колес и окружной скорости

=1.05 - коэффициент динамичности нагрузки

Вывод: у_н= 351.5мПа < [у_н] = 1104 мПа.

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

Определим силы, действующие в зацеплении зубьев:

- окружная сила всегда действует по касательной к делительной окружности, причем окружная сила на шестерне F_t1 направлена навстречу щ₁, а окружная сила на колесе совпадает с направлением .

- радиальная сила, действует всегда к центрам зубчатых колес.

Проверка изгибной прочности зубьев:

Так как шестерня и колесо изготовлены из одной и той же стали, то проверяем изгибную прочность зубьев шестерни.

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки;

-коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициент формы зубьев шестерни. При z₁=18

= 4.28

Вывод: = 289.99 МПа < [у_F] = 950 МПа.

Условие прочности выполнено.

Таблица 1 Сводная таблица параметров закрытой прямозубой передачи редуктора.

Наименование звена	мм	d, мм	b,мм	,мм	, мм	, мм	Ft, Н	Fr, Н
Шестерня	100	169.5	25	1,5	1,5	1,875	2587	942
Колесо		27	35

== 1,5мм

=1, 25·=1,875мм

3. Расчет тихоходного (ведомого) вала редуктора

Исходные данные к расчету ведомого вала

= 219.23 Н·м- крутящий момент на ведомом валу редуктора

= 2587 Н - окружные усилия в зацеплении зубчатых колес передачи

= 942 Н - радиальные усилия в зацеплении зубьев колес передачи

= 169.5 мм - диаметр делительной окружности колеса

= 25 мм - ширина зубчатого венца колеса

Определим диаметр выходного конца (цапфы-шипа) ведомого вала редуктора из расчета на чистое кручение [1, c 161]

Прямые валы чаще всего выполняются ступенчатыми. Образование ступеней (участков) и их конструкция зависят от типа и размеров деталей, устанавливаемых на вал, например, таких как зубчатые колеса, подшипники, муфты, шкивы и т.п., а также способа закрепления этих деталей в окружном и осевом направлениях.

На начальной стадии проектирования известен только один крутящий момент, поэтому предварительно определяют диаметр выходных концов валов (цапф-шипов) из условия прочности на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению с тем расчетом, чтобы компенсировать влияние изгибных напряжений и их концентрацию.

Условие прочности при кручении позволяет определить диаметр цапфы-шипа на выходе с вала.

, откуда

принимаю по таблице ГОСТ 6636-69 [1,c161]

Рассмотрим процесс предварительного конструирования ведомого вала редуктора.

Компоновка валов ведется по двум его размерам:

- диаметрам поперечных сечений вала

- длинам вала под устанавливаемые на него детали

Рассмотрим сначала, компоновку диаметров ведомого вала учитывая, что каждая устанавливаемая на вал деталь должна проходить до своей посадочной поверхности свободно без повреждений.

Расчет диаметров поперечных сечений валов всегда начинают с определения выходных его концов (цапф-шипов)

=40мм - диаметр цапфы-шипа был ранее найден и согласован с ГОСТ

= 44 мм - диаметр ведомого вала под уплотнение назначается конструктивно на 2…4 мм большим предыдущей ступени вала, т.е. больше диаметра цапфы .

Диаметр остальных посадочных поверхностей (ступеней) назначают по конструктивным соображениям, увеличивая их приблизительно на 5…7 мм под устанавливаемые на вал детали и сборочные единицы.

= 50 мм - диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника назначается по таблице ГОСТ 8338-75; ГОСТ 831-75, но так чтобы диаметр внутреннего кольца подшипника был бы кратен 5 и был бы больше диаметра d вала, где устанавливается подшипник на 5…7 мм.

Принимаю подшипник 310, = 50мм, = 110мм, = 27мм, С = 61.8 кН, С₀ = 36 кН

= 55 мм - диаметр распорной втулки (кольца), которое устанавливается на одной ступени с зубчатым колесом.

= 55 мм - диаметр вала под зубчатое колесо.

=60 мм - диаметр буртика, назначен конструктивно, больше чем диаметр зубчатого колеса

= 50 мм - диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника был назначен ранее (оба подшипника на валу одинаковые).

Цель эскизной компоновки - определение расстояний между серединами опор, а также расстояний между находящимися на валу деталями.

Так как центры всех подшипников редуктора лежат в одной плоскости и на одной линии, следовательно, расстояние между центрами подшипников будет постоянной величиной для обоих валов редуктора, т.е.

Определение расстояний всегда начинают с выходных концов валов (цапфы-шипов):

= 82 мм - длина цапфы выходного конца ведомого вала принимается из ГОСТ 12080-66

= 40мм - конструктивно назначенная длина, включающая толщину подшипниковой крышки и уплотнения, а также зазор между редуктором и рабочей машиной.

= 27 мм - длина вала занимаемая подшипником 310 [1, c. 393] из ГОСТ 8338-75

К = 15мм - конструктивно назначена длина (толщина) распорной втулки и буртика

= 1,2 • = 1,2 • 55 = 66мм - длина вала, занимаемая ступицей зубчатого колеса

К = 15 мм - конструктивно назначена длина (толщина) буртика

= 27 мм - длина вала, занимаемая подшипником, принимается равной толщине (ширине) обоймы В подшипника 310 из ГОСТ 8338-75



Рис. 4

Выполним ориентировочную компоновку ведомого вала редуктора и покажем его расчетную схему рис. 4.

При этом вал будем рассматривать, как балку шарнирно закрепленную на двух опорах

Определим расстояния на участках ведомого вала редуктора

- между серединами опор и полюсом зацепления

- между центрами опор

- длина консоли ведомого вала

После определения диаметров поперечных сечений вала приступают к проверке прочности шпоночных соединений.

Проверка прочности шпоночных соединений.

На ведомом валу имеем два шпоночных соединения:

а) для установки зубчатого колеса на ведомый вал размеры шпонки и шпоночного паза подбирают по диаметру того поперечного сечения, где будет устанавливаться шпонка [1, c 169, c 189], например, под зубчатое колесо.

При = 55 мм и рабочей длине

по таблице ГОСТ 23360-78 подбирают призматическую шпонку с размерами b • h •l= 16 •10 • 56 и кроме того выбирают размеры

= 6 мм - глубина паза вала,

= 4.3 мм - глубина паза втулки колеса

Соединение призматической шпонкой проверяют по условию прочности на смятие

где - усилие, передаваемое шпонкой

d - Диаметр вала, где устанавливается шпонка

= (h -) • - площадь смятия

(h -) - рабочая глубина вала

=- (5…10) - рабочая длина шпонки

= (100…120) МПа - допускаемое напряжение материала шпонки

Проверим прочность соединения

Следовательно, шпоночное соединение будет работать в удовлетворительных условиях, так как

б) для установки соединительной муфты на конец ведомого вала

При = 40 мм и рабочей длине = (5…10) = 827= 75мм

по таблице ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку с размерами b • h •l= 12 •8 • 75 и = 5 мм; 9.3 мм, тогда

Следовательно, шпоночное соединение работает в удовлетворительных условиях, так как

Таблица 2 Сводная таблица параметров ведомого вала редуктора

Выходной конец вала, мм	Подшипники, мм	Буртик, мм	Зубчатое колесо, мм	Длина участков, м
=40 = 82	№ 310 = 50 = 110 = 27 С= 61.8кН Со=36кН	=60 К = 15	= 55 = 66 = 25	а = 0.123 2а= 0.0615

4. Расчет быстроходного (ведущего) вала редуктора

Исходные данные к расчету вала

= 35.86Hм - вращающий момент на ведущем валу редуктора

=2587 Н - окружное усилие в зацеплении зубьев колес передачи

= 942 Н - радиальное усилие в зацеплении зубьев колес передачи

= 27 мм - диаметр делительной окружности шестерни

= 23.25 мм - диаметр окружности впадин зубьев шестерни

= 30 мм - диаметр окружности выступов зубьев шестерни

= 35 мм - ширина зубчатого венца шестерни

= 1,5мм - нормальный модуль зацепления

Определим диаметр входного конца ведущего вала редуктора из расчета на чистое кручение [1, c 161]

По таблице ГОСТ 6636-69 округляю до ближайшего большего значения, принимаю диаметр цапфы этой ступени вала [1, c 161]

[2, c 372], а из ГОСТ 12080-66 выбираю длину цапфы этой ступени вала .

Назначаем ориентировочную компоновку ведущего вала редуктора по двум его размерам: диаметрам и длинам ступиц.

=25 мм - диаметр входного конца ведущего вала (цапфы-шипа)

- длина цапфы входного конца ведущего вала редуктора

= 28 мм - диаметр вала уплотнение [1, c 207]

h = 10 мм - толщина уплотнения, манжету устанавливают в подшипниковую крышку

= 35мм - диаметр вала под подшипники. Назначают предварительно шарикоподшипники радиальные, однорядные, средней серии 307, для которых = 35мм, =80 мм, =21 мм, С=33.2кН, С_о=18 кН [1, c 393]

мм-длина вала, занимаемая толщиной обоймы подшипника.

= 40 мм - диаметр технологического зазора

длина технологического зазора

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Определим расстояния на участках ведущего вала редуктора.

Расстояния между серединами подшипников для ведомого и ведущего валов в редукторе принимаются одинаковыми, значит, расстояния на участках ведущего вала равны:



Рис. 5 Ориентировочная эскизная компоновка быстроходного вала редуктора

Таблица 3. Сводная таблица параметров ведущего вала редуктора.

Входной конец вала, мм	Уплотнение, мм	Подшипник, мм	Вал-шестерня, мм	Техн. зазор, мм	Длина уч., м
=25 lц1 = 60	= 28 h = 10	№ 307 =35 = 80 =21 С=33.2 кH =18 кH	=27 =30 =23.25 =1,5 =35	=40 = 33.5	а=0,0615 2а=0,0123 с1=0,0805

5. Проверка долговечности ранее выбранных подшипников качения для быстроходного вала редуктора

Исходные данные к подборку подшипников.

= 2930 об/мин - частота вращения ведущего вала

=35 мм - диаметр ведущего вала под подшипника качения

= 2587 Н - окружные усилия в зацеплении зубчатых колес передачи

= 942 Н - радиальные усилия в зацеплении зубьев колес передачи

Определить суммарное усилие в зацеплении

Определим радиальные реакции опор вала при их симметричном расположении относительно зубчатых колес:

Определим эквивалентные нагрузки на подшипники

=Х+еY=1,

где Х и Y - коэффициент радиальной и осевой нагрузок. Так как в прямозубой цилиндрической передаче = 0, то Y=0

- коэффициент безопасности

- коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника

Определяем долговечность шарикоподшипника №307

Это значительно больше требуемой, установленной ГОСТ 16162

10000 << 36000ч

6. Проверка долговечности ранее выбранных подшипников качения для тихоходного вала редуктора

Исходные данные к подборку подшипников.

= 465 об/мин - частота вращения ведущего вала

= 50 мм - диаметр ведущего вала под подшипника качения

= 2587 Н - окружные усилия в зацеплении зубчатых колес передачи

= 942 Н - радиальные усилия в зацеплении зубьев колес передачи

Определить суммарное усилие в зацеплении

Определим радиальные реакции опор вала при их симметричном расположении относительно зубчатых колес:

Определим эквивалентные нагрузки на подшипники

=Х+еY=1,

где Х и Y - коэффициент радиальной и осевой нагрузок. Так как в прямозубой цилиндрической передаче = 0, то Y=0

- коэффициент безопасности

- - коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника

Определяем долговечность шарикоподшипника №310

Это значительно больше требуемой, установленной ГОСТ 16162 10000 << 36000ч

7. Выбор сорта масла и способы смазки

В редукторе смазываются зубчатые колеса и подшипники валов.

Смазвание зубчатых колес производится их окунанием в маслянную ванну. При скорости v = (0,5…0,8) м/с колесо погружают в масло до 1/6 его радиуса, а при более низких скоростях и на 1/3 его радиуса.

Способ смазки зубчатых колес - непрерывное смазывание картерным не проточным способом.

В прямозубых передачах масло выжимается зубьями в одну сторону и гонит это масло к подшипникам.

Для предотвращения обильного забрызгивания масла в подшипники и попадания в них продуктов износа устанавливают маслозащитные кольца.

Ресурс зубчатых передач зависит от кинематической вязкости и марки смазочного материала.

Чем выше окружная скорость н колеса, тем меньшей должна быть кинематическая вязкость х масла.

Чем выше контактное напряжение у_н в зубьях, тем больше кинематической вязкостью х должно обладать масло.

Поэтому требуемую вязкость масла х определяют в зависимости от контактного напряжения и скорости н колес.

Рекомендуемое значение кинематической вязкости х масла для смазывания зубчатых колес передачи при t = 50^оС выбирают по [1, с 253,т.10.8], например, для нашего случая при = 351.5 МПа и н = 4.1м/с , назначаем кинематическую вязкость х =28 10^-6 м²/с, а марку масла выбирают по этой кинематической вязкости х [1,c 253, т10.10]

При х =28 10^-6 м²/с и t = 50^оС назначаем марку масла индустриальное И-30А.

С увеличением вязкости х смазочного материала возрастает нагрузочная способность передачи, но ухудшается теплоотвод от контактирующих поверхностей.

Жидкие масла могут быть на минеральной и нефтяной основе. Но ни одно из этих масел не может удовлетворить всем требованиям предъявляемым к ним.

Объем масляной ванны определяют из расчета (0,4…0,8) литра на один кВт передаваемой мощности.

V = (0,4…0,8) Р₁ = (0,4…0,8)11= (4.4…8.8) л , примем V=8л.

Уровень масла должен быть не выше центра тела качения подшипника.

Один раз в месяц масло пополняется, а через (3...6) месяцев его полность меняют.

Смазывание подшипников осуществляют разбрызгиванием масла и за счет масляного тумана при картерной смазке зубчатых колес.

8. Конструирование корпуса редуктора

При конструировании корпуса редуктора необходимо обеспечить его прочность и жесткость, исключающие перекосы валов.

Конструктивными элементами корпуса редукторв являются:

1 - основание редуктора (картер)

2 - крышка редуктора

3 - приливы под подшипники качения

4 - гнезда под подшипники качения

5 - ребра жесткости корпуса редуктора

6 - бобышки (приливы) под болты диаметром d₃ для стягивания верхней и нижней крышек редуктора в том месте, где устанавливаются подшипники

7 - фланцы крышки и основания редуктора (в плоскости разъема редуктора). Фланцы крышки и основания крепятся стяжными болтами диаметром d₂.

8 - лапы для крепления редуктора к фундаменту (раме). Крепление лап осуществляется при помощи фундаментных болтов диаметром d₁.

9 - крышка смотрового отверстия (отдушина)

10 - крючки для транспортировки редуктора

Материал корпуса редуктора обычно чугун, чугунные корпуса изготавливают в виде отливок.

Для удобства сборки корпуса редуктора выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через ось валов, а для удобства обработки её располагают параллельно плоскости основания редуктора.



Рис. 6 Литые корпус и крышка двухступенчатого цилиндрического

Таблица 4. Ориентировочные размеры конструктивных элементов литых корпусов

№	Наименование элемента	Формула и результат расчета
1	Толщина стенки основания корпуса (картера)	= 0,01 +7 8 мм, принимаю = 10 мм
2	Толщина ребер жесткости корпуса редуктора	m 1,5 1,51015 мм
3	Диаметр фундаментных блоков	d1 1,5m1,51522,5 мм, принимаю d1=24 мм
4	Ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту (раме)	К1=(3,5…4)d1(84…96) мм, принимаю К1 = 85 мм
5	Толщина фундаментных лап	В1 2,35 2,35 10 23,5 мм, принимаю В1= 24 мм
6	Диаметр стяжных болтов	d2 (0,5…0,6)d1 (12…14,4), принимаю d2 = 12 мм
7	Ширина фланцевых крышек под стяжные болты	К2= (3,5…4)d2 (42…48), принимаю К2= 42 мм
8	Толщина фланцев крышек нижнего и верхнего поясов редуктора	В2=1,5=1,510=15мм, принимаю В2 = 16 мм
9	Шаг между осями стяжных болтов	t (10…15) d2 = (120…180), принимаю конструктивно t =150
10	Диаметр штифтов для точной установки крышки редуктора на его основание	dшт (0,7…0,8)d2 (8,4…9,6), принимаю dшт= 8мм
11	Диаметр болта в бобышке около подшипников, для стягивания верхней и нижней крышек редуктора	dз (0,7…0,75)d1 (16,8…18), принимаю dз=18 мм
12	Диаметр отверстия в бобышке под подшипник назначают по	= = 110 мм, = = 80 мм
13	Глубина подшипниковых гнезд назначается конструктивно для всех подшипников одинаковой: - толщина колеса; - толщина мазеудерживающих колец	l= ++ + (3…4) = =27+10+10+(3…4) =50, принимаю l= 50 мм
14	Диаметр винтов для крепления крышек подшипников назначают конструктивно	d4 = 6 мм
15	Основные размеры корпуса редуктора замеряют по эскизной компоновке	ширина В = 180 мм, высота Н = 239,5мм, длина L = 306,25 мм,

L=

привод редуктор подшипник смазка

Список использованных источников

1. Эрдери, А.А. Детали машин. Учебник. /А.А. Эрдери, Н.А. Эрдери. - М.: АСАDЕМА, 2003

2. Солонская, К.А.Основы конструирования и расчета деталей машин. Учебно-методическое пособие/ К.А. Солонская, - Минск: МГВАК, 2013.

3. Солонская К.А. Техническая механика. Курсовое проектирование. Учебно-методическое пособие. / К.А. Солонская - Минск.: МГВАК, 2013Ч.1,2.3, - Мн.: МГВАК, 2008-2009.

4. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование./ Л.А. Курмаз, А.Т. Скойбеда Детали машин. Минск: УП «Технопринт», 2001.

Размещено на Allbest.ru

...