Конструирование зубчатого двухступенчатого редуктора

Министерство образования и науки Украины

Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ»

Кафедра «Деталей машин»

Курсовой проект на тему

«Конструирование зубчатого двухступенчатого редуктора»

По курсу: «Конструирование машин и механизмов»

Выполнила: студентка 330 гр

Резникова О.В

Проверил: преподаватель

Доценко В.Н

Харьков-2003г.

Введение

Редуктором называют механизм, служащий для передачи мощности от электродвигателя к рабочему органу исполнительного устройства. С помощью редукторов осуществляют уменьшение угловой скорости, а также увеличение выходного момента. В зависимости от требуемого расположения геометрических осей валов, между которыми передаётся вращение, и необходимого передаточного числа в редукторах используют цилиндрические, конические, а также червячные зубчатые передачи.

Зубчатые и червячные редукторы характеризуются высокой надежностью, долговечностью, постоянством передаточного числа и простотой в эксплуатации. Они имеют малый вес и небольшие габариты при обеспечении больших передаточных чисел.

Для передачи вращательного движения широко используют зубчатые и червячные механизмы. Если геометрические параллельны, то применяют цилиндрические зубчатые колеса, если оси валов пересекаются, то конические зубчатые колеса. Каждую передачу, состоящую из двух колес, независимо от ее типа называют ступенью.

Стандарт ГОСТ 2.402-68 (СТ СЭВ 286-76) устанавливает условные изображения всех типов зубчатых колес. Чтобы правильно оформить рабочие чертежи зубчатых колес, необходимо знать способы нарезания зубьев, геометрические соотношения элементов эвольвентного зацепления, степени точности, предельные отклонения размеров и требуемых шероховатостей поверхностей всех конструктивных элементов.

Для поддержания вращающихся деталей и передачи крутящих моментов между ними служат валы. От прочности и жесткости валов во многом зависит работоспособность механизмов.

Проектировочный расчет 1-ой ступени

Принятые материалы

Установим передаточное отношение для 1-ой ступени .

Тогда для второй ступени:

Примем , .

Частота вращения колеса:  об/мин.

Числа циклов перемены напряжений

шестерни: ;

колеса: .

Определяем допускаемые напряжения:

а) контактные:  МПа;

 МПа;

; тогда:

 МПа;

 МПа.

В качестве допускаемого принимаем меньшее из двух значений:

 МПа.

б) изгибные:

 МПа;

; тогда:

.

Определим расчетную нагрузку.

Предположив, что , примем , , . Тогда:

;

.

Делительный диаметр шестерни:

, где

,

;

;

.

Подставляем значения:

;

 (Н*м).

Окружной модуль:

;

Выбираем . Тогда:

 (мм);

 (мм).

Проверочный расчет 1-ой ступени

. Проверка на контактную выносливость

Уточняем коэффициент расчетной нагрузки:

 (м/с);

 (мм);

 (Н);

Из таблиц выбираем ,  и вычисляем

 (Н/мм);

 (Н/мм).

Тогда: ;

;

.

Значения  и  достаточно большие и, если действительные напряжения превысят допускаемые, можно будет снизить эти напряжения применением бочкообразных зубьев или зубьев с модификацией.

 (Н/мм);

Тогда напряжения

Перенапряжение меньше 3%. Значит полученные габариты колеса удовлетворяют заданным условиям.

. Проверка на изгибную выносливость

Найдем напряжения при изгибе зубьев. Для этого подбираем коэффициенты формы зубьев.

,  .

Найдем отношение допускаемых напряжений к коэффициентам:

; .

Так как , проверяем зуб шестерни.

 (Н/мм);

;

;

.

Тогда: .

Полученное значение меньше допустимого, значит полученные габариты колеса удовлетворяют заданным условиям.

Проектировочный расчет 2-ой ступени

Принятые материалы

Передаточное отношение для 2-ой ступени .

Примем , .

Числа циклов перемены напряжений

шестерни: ;

колеса: .

Определяем допускаемые напряжения:

а) контактные:  МПа;

 МПа;

; тогда:

 МПа;

 МПа.

В качестве допускаемого принимаем меньшее из двух значений:

 МПа.

б) изгибные:

 МПа;

; тогда:

.

Определим расчетную нагрузку.

Предположив, что , примем , , .

Тогда:

;

.

Делительный диаметр шестерни:

, где

,

;

;

.

Подставляем значения:

;

 (Н*м).

Окружной модуль:

;

Выбираем . Тогда:

 (мм);

 (мм).

Проверочный расчет 2-ой ступени

Уточняем коэффициент расчетной нагрузки

 (м/с);

 (мм);

 (Н);

 (мм);

Из таблиц выбираем ,  и вычисляем

 (Н/мм);

 (Н/мм).

Тогда: ;

;

.

Значения  и  достаточно большие и, если действительные напряжения превысят допускаемые, можно будет снизить эти напряжения применением бочкообразных зубьев или зубьев с модификацией.

 (Н/мм);

Тогда напряжения:

Перенапряжение меньше 3%. Значит полученные габариты колеса удовлетворяют заданным условиям.

. Проверка на изгибную выносливость

Найдем напряжения при изгибе зубьев. Для этого подбираем коэффициенты формы зубьев.

,  .

Найдем отношение допускаемых напряжений к коэффициентам:

; .

Так как , проверяем зуб шестерни.

 (Н/мм);

;

;

.

Тогда: .

Полученное значение меньше допустимого, значит полученные габариты колеса удовлетворяют заданным условиям.

зубчатый двухступенчатый цилиндрический редуктор

Определение геометрических размеров

-ая ступень:

Для колеса ,  (мм),  (мм),  (мм).

Для колеса ,  (мм),  (мм),  (мм).

-ая ступень:

Для колеса ,  (мм),  (мм),  (мм).

Для колеса ,  (мм),  (мм),  (мм).

Оценочный расчет диаметров валов

Крутящий момент в поперечных сечениях валов

Ведущего T_I=660.138 (H×м)

Промежуточного T_II= 1980.412 (H×м)

Ведомого T_III= 7162.5 (H×м)

Диаметр ведущего вала при [t]_k=27^H/_мм²

Принимаем d_В1=60 мм.

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней) по пониженным допускаемым напряжениям.

[t_k] = 27^H/_мм²

Принимаем диаметр под шестерней d_В2=85 мм. Диаметр под колесом принимаем равным диаметру под шестерней.

Ведомый вал рассчитываем при [t]_k =27^H/_мм²

Принимаем диаметр d_В3 =130 мм.

Выходной вал рассчитываем при [t]_k =90^H/_мм²

Принимаем диаметр d_В4 =85 мм.

По полученным диаметрам подберем роликовые подшипники легкой серии.

Проверочный расчет валов

Уточненный расчет проведем для выходного вала. Составим расчетную схему. Все размеры возьмем из компановки: а=0.18 м; b=0.54 м.

Для этого вала крутящий момент:  Нм.

Сила тяги:  (Н), где

мощность  кВт, КПД , скорость полета  км/ч.

Вес винта:  (Н).

Максимальный гироскопический момент: , где

 (об/сек);

 (Нм²);

 (об/сек).

Тогда:  (Нм).

Найдем суммарный момент, действующий в наиболее опасном сечении

 (Н*м).

Найдем приведенные суммарный момент и крутящий момент:

 (Нм);

Найдем эквивалентное напряжение:

 (МПа).

Полученное напряжение меньше допускаемого

 (МПа)

Проведем также проверку вала по усталостной прочности. Для этого вычислим коэффициент запаса

, где , .

Для вала из стали 40Х:  МПа, ,  МПа, .

При этом:  (МПа);  (МПа);  (МПа).

; .

Подставляем полученные значения

; ;

.

Полученное значение выше допускаемого

.

Определение долговечности подшипников

Подшипники выбирают по диаметру вала, после чего долговечность подшипников рассчитывают по формуле.

, где n - частота вращения, об/мин.

C - динамическая грузоподъемность,

p- показатель степени: для роликоподшипников р=10/3.

Приведенную нагрузку для радиальных подшипников определяют по формуле:

F=uF_rk_б k_t

u - коэффициент вращения, u=1 при вращении внутреннего кольца.

F_r -радиальная сила воспринимаемая подшипником.

k_б - коэффициент безопасности, k_б =1,1 - при небольших перегрузках.

k_t - температурный коэффициент.

.Определение долговечности подшипника входного вала .

 (Н);

 (Н); .

Найдем реакции в опорах:

(Н);

(Н).

Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку:

F=uF_rk_б k_t=7623,973 (Н).

Долговечность этого подшипника при С=54800 Н:

(час), при допустимой долговечности  час

Найденная долговечность приемлема.

. Определение долговечности подшипника промежуточного вала.

 (Н);

 (Н); .

Найдем реакции в опорах

(Н);

(Н).

Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку:

F=uF_rk_б k_t=19822,33 (Н).

Долговечность этого подшипника при С=99000 Н:

(час), при допустимой долговечности  час.

Найденная долговечность приемлема.

. Определение долговечности подшипника ведомого вала

 (Н);

 (Н); .

Найдем реакции в опорах

(Н);

 (Н).

Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку

F=uF_rk_б k_t=19117,53 (Н).

Долговечность этого подшипника при С=100000 Н:

(час), при допустимой долговечности  час.

Найденная долговечность приемлема.

. Определение долговечности подшипника выходного вала

Найдем реакции в опорах

 (Н);

 (Н).

Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку

F=u*G*k_б k_t=2250(Н).

Долговечность этого подшипника при С=99000 Н

(час), при допустимой долговечности  час.

Найденная долговечность приемлема.

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта спроектирован редуктор ТВД М 602. Этот редуктор является выносным двухступенчатым цилиндрическим. Так как данный редуктор является авиационным, он рассчитывался с минимальными затратами материала, но с использованием высокопрочных сталей.

Валы редуктора рассчитывались по крутящим моментам. Проверочный расчет проводился на усталостную прочность для выходного вала, так как к нему подсоединяется воздушный винт изменяемого шага.

Также был проведен расчет подшипников каждого из валов на долговечность. Найденная долговечность является приемлемой.

Спроектированный редуктор ТВД М-602 находит широкое применение в машиностроительстве для передачи крутящего момента с двигателя на воздушный винт с понижением оборотов.

Список литературы

1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов . Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.

3. В.И. Анурьев. Справочник коструктора -машиностроителя, т.1.
М.: «Машиностроение», 1980.

4. В.И. Анурьев. Справочник коструктора -машиностроителя, т.2.
М.: «Машиностроение», 1980.

5. В.И. Анурьев. Справочник коструктора -машиностроителя, т.3.
М.: «Машиностроение», 1980.

6. Расчет и проектирование зубчатых передач/ Под ред. Артеменко Н.П. Харьков: Харьк. авиац. ин-т, 1980.