12 вариант (курсач 15 вар)

МАИ

Кафедра 906

Узел промежуточного вала редуктора

Расчетно-пояснительная записка

РГР.001.000.ПЗ

Студент группы 05-202 ___________ ___________ Мигалинюк Анна В.

(подпись) (дата)

Консультант ___________ ___________ проф. Джамай В.В.

(подпись) (дата)

2009

Оглавление

Техническое задание к РГР……………………………… 3

1. Кинематический расчет……………………………………….. 5

1. Подбор чисел зубьев

2. Уточнение передаточного числа

3. Определение частот вращения валов

1. Расчет основных геометрических параметров зубчатых колес… 6

1. Диаметры делительных окружностей

2. Диаметры окружностей вершин зубьев

3. Диаметры окружностей впадин зубьев

4. Межосевое расстояние

5. Рабочая ширина венца

1. Силовой расчет………………………………………………. 7

1. Выбор материалов для изготовления валов и зубчатых колес… 9

1. Проектировочный расчет валов механизма…………………… 10

1. Конструирование промежуточного узла вала редуктора……. 11

1. Конструирование зубчатых колес

2. Конструирование фрагментов корпуса

3. Выбор подшипников

4. Выбор уплотнительных устройств

5. Выбор типа соединения зубчатого колеса с валом

1. Проверочный расчет вала на прочность……………………… 14

Расчет на сопротивление усталости

1. Расчет подшипников на долговечность……………………… 18

1. Проверочный расчет соединений……………………………. 19

Список литературы…………………………………………………… 20

Вариант 15

Техническое задание

Предлагается разработать конструкцию промежуточного узла вала цилиндрического двухступенчатого прямозубого зубчатого редуктора. Кинематическая схема редуктора представлена на рис. 1.

Рис 1. Кинематическая схема редуктора.

Редуктор является передаточным механизмом (ПМ) между двигателем (Д) и исполнительным механизмом (ИО).

Назначение ПМ – передача энергии и движения, а также преобразование силовых (Т – вращающий момент, Н * мм) и кинематических (n – частота вращения вала, об/мин) параметров движения, которые поступают от Д в требуемые параметры ИО. В качестве Ио могут выступать любые рулевые поверхности ЛА, которые контактируют с окружающей средой (рули высоты, направления, стабилизаторы, элероны и т.д.); поворотные сопла двигателей (самолеты с управляемым вектором тяги); шасси и т.д.

Редуктор является замедляющей передачей; частота вращения выходного вала ПМ меньше, чем входного.

На рис. 1 мощность от вала 1 двигателя Д передается на входную шестерню z₁, закрепленную на валу 1. Далее движение передается через зацепление на зубчатое колесо z₂, закрепленное на промежуточном валу 2. На этом же валу находится еще одно зубчатое колесо z_2’ (шестерня), которое является входным звеном в паре z_2’ – z₃. Через зацепление второй пары движение и мощность передаются на выходной вал 3 и далее – на ИО. С промежуточного вала 2 через полумуфту 4 часть мощности отводится на другой (вспомогательный) механизм. Выходной вал двигателя в данной кинематической схеме является входным валом ПМ. Редуктор находится в закрытом герметичном корпусе 5.

ПМ состоит из следующих основных деталей.

1. Зубчатые колеса – основные звенья механизма.

2. Валы – детали механизмов, служат для крепления на них вращающихся или качающихся деталей с целью передачи крутящего момента.

3. Подшипники – детали, являющиеся опорами валов механизма.

4. Муфта – устройство, предназначенное для соединения валов соседних механизмов с целью передачи мощности и движения.

5. Полумуфта – часть муфты, связанная с валом данного механизма.

6. Корпус – устройство, в котором находится ПМ. Корпус закрепляется на силовом каркасе ЛА. Корпуса силовых механизмов – закрытые, так как они изолируют ПМ от контакта с окружающей средой.

Для нормальной работы ПМ на выходных валах предусматривают уплотнения – устройства для разделения полостей с различными давлениями, рабочими средами и температурами. В механизмах, требующих смазывания, уплотнения предотвращают утечку смазочного материала из подшипниковых узлов, а также попадание в механизм грязи, пыли, влаги.

Исходные данные

Pвх = 2500 (Вт) – мощность на входном валу механизма.

n_вх = 1250 (^об/_мин) – частота вращения входного вала механизма.

i_1-2 = 3 – передаточное отношение первой ступени механизма (между зубчатыми колесами пары z₁ – z₂).

m_1-2 = 2 (мм) – модуль зацепления первой ступени.

P’вых = P_2’ = 1000 (Вт) – мощность, которая отводится со второго вала на вспомогательный механизм через полумуфту.

i_2’-3 = 3,65 – передаточное отношение второй ступени механизма (между зубчатыми колесами пары z_2’ – z₃).

m_2’-3 = 4,5 (мм) – модуль зацепления второй ступени.

Т _h = 320 часов – ресурс механизма (гарантийная наработка).

(t) - - диапазон рабочих температур.

I. Кинематический расчет

Целью кинематического расчета является определение частоты вращения валов редуктора.

1) Подбор чисел зубьев

Нам дано n₁ = 1250 об/мин. Исходя из методического пособия «Основы проектирования и конструирования узлов и деталей машин и механизмов», по таблице 2 (стр.14) находим, что при n₁ = свыше 1250 рекомендуемое минимальное число зубьев шестерни z₁ = 24…26.

Выбираем z₁=24

= = = 72 => z₂ = 72

z_∑= z₁ + z₂ = 24+72=96 < 100

z₁=24;z₂=72

= 24 (из таблицы 2 (стр.14) методического пособия)

= _* i_2’-3 = 24* 3,65 = 87,6 => =88

z_∑= + = 24 + 88 = 112>100

= 90 / (i_2’-3 + 1) = 90 / (3,65 + 1) = 19,3 => = 19

= _* i_2’-3 = 19 * 3,65 = 69,35=> =69

z_∑= + =19+69=88

=19; =69

2) Уточнение передаточного числа

u_1-2 = = = 3

_2’-3 = = = 3,63

∆_1-2 = = = 0%

∆_2’-3 = = = 0,52%

= = i_{1-2 *} i_2’-3 = 3_* 3,65 = 10,95

= = u_{1-2 *} u_2’-3 = 3_* 3,63 = 10,89

∆ = = = 0,55%< 1,5%

3) Определение частот вращения валов

n₂ = = = 416,6=417(об/мин)

n₃ = = = 115 (об/мин)

Вывод: частота вращения n звеньев механизма от входа к выходу уменьшается, происходит замедление движения.

II. Расчет основных геометрических параметров зубчатых колес

1) Диаметры делительных окружностей

d = m*z

d₁ = m_1-2 * z₁ = 2 * 24 = 48 мм

d₂ = m_1-2 * z₂ = 2 * 72 = 144мм

d_2’ = m_2’-3 * z_2’ = 4, 5* 19 = 85.5 мм

d₃ = m_2’-3 * z₃ = 4, 5 * 69= 310,5 мм

2) Диаметры окружностей вершин зубьев

= +

= + = 48 + 2*2 = 52 мм

= + = 144 + 2*2 = 148 мм

= + = 85.5 + 2*4,5 = 94,5 мм

= + = 310,5 + 2*4,5 = 319,5 мм

3) Диаметры окружностей впадин зубьев

= -

= - =48 – 2,5*2 = 43 мм

= - =144 – 2,5*2 = 139 мм

= - =85,5 – 2,5*4,5 = 74,25 мм

= - =310,5 – 2,5*4,5 = 299,25 мм

4) Межосевое расстояние

= ( + ) / 2 ( - шестерня, - колесо)

= (48 + 144) / 2 = 96 мм

= (85,5 + 310,5) / 2 = 198 мм

5) Рабочая ширина венца

= ψ_ва *

ψ_ва = 0,2 (относительная ширина зубчатого венца колеса)

= 0,2 * 96 = 19,2 мм = 20мм (по ГОСТу 6636-69)

= + m_1-2 = 20 + 2 = 22 мм (по ГОСТу 6636-69)

= 0,2 * 198 = 39,6 мм = 3240 мм (по ГОСТу 6636-69)

= + m_2’-3 = 40 + 4,5 = 44,5 мм = 45 мм (по ГОСТу 6636-69)

III. Силовой расчет

Силовой расчет дает значение величины мощностей P и вращающих моментов Т на валах механизма, а также сил, действующих в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес.

P_ВХ = P₁ = 2500 Вт

КПД зацепления в одной ступени: η_ст = 0,96…0,98

Примем η_ст = 0,96

КПД подшипников качения η_подш = 0,996…0,998

Примем η_подш = 0,996

η_мех= * =0,9216*0,992016=1,913616

1)Определение значений мощности.

P₂ = P₁ * η_ст * η_подш = 2500 * 0,96 * 0,996 = 2390,4 Вт

= P₂- =2390,4-1000=1390,4 Вт

P₃ = (P₂ - ) * η_ст * η_подш = (2390 – 1000) * 0,96 * 0,996 = 1392 Вт

Вывод: мощность от входа к выходу в механизме уменьшается за счет преодоления сил трения.

2)Вращающий момент.

Для вращающего момента справедливо соотношение

Т =

(где Т – вращающий момент [Н * мм]; P – мощность [Вт]; n – частота вращения [об/мин])

= = = 19100 Н^.мм

= * * η_ст * η_подш = 19100*3 * 0,96 * 0,996 = 54788 Н^.мм

= -

= = = 22902 Н^.мм

=54788-22902=31886 Н^.мм

= ( - )* * η_ст * η_подш = (54788-22902)* 3,631 * 0,96 *0,996 = 110702,3 Н^.мм

Вывод: вращающий момент Т в редукторе, как в замедляющей передаче, по мере продвижения от входа к выходу увеличивается в передаточное число раз и уменьшается за счет потерь на трение, уровень которых оценивается коэффициентом полезного действия механизма.

3)Определение сил, действующих на колеса.

При работе передачи зубья ведущего колеса давят на зубья ведомого колеса, а сами испытывают такую же силу противодействия (III закон Ньютона). Нагрузка распределяется по длине контактной линии на боковой стороне зуба. Для удобства последующих расчетов распределенную нагрузку заменяют сосредоточенной силой F_n (без учета трения) При этом полагают, что она приложена посередине ширины зуба (в срединной плоскости зуба) перпендикулярно поверхности зуба вдоль линии зацепления.