Размещено на http://www.allbest.ru/

43

Министерство Образования и Науки Украины

Национальный аэрокосмический университет им Н.Е. Жуковского

«ХАИ»

Кафедра 202

Курсовой проект

Дисциплина: Конструирование машин и механизмов

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА ДВИГАТЕЛЯ ТВД-10

Харьков 2010

Реферат

Разработан редуктор двигателя ТВД-10, рассчитаны планетарная прямозубая цилиндрическая передача, проведены проверочные расчеты шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, а также быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений.

Плавающее колесо, сателлит, межосевое расстояние, модуль, делительный диаметр, условие соосности, вал, болтовое соединение, водило, шлицевое соединение

Содержание

Введение

Список условных обозначений, символов, сокращений

1. Определение количества зубьев планетарной прямозубой цилиндрической передачи

2. Расчет планетарной прямозубой цилиндрической передачи, I-я ступень

2.1 Проектировочный расчет

2.1.1 Подбор материалов

2.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

2.1.3 Определение допускаемых напряжений

2.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений

2.1.3.2 Определение изгибных допускаемых напряжений

2.1.3.3 Определение предельных допускаемых напряжений

2.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

2.1.5 Определение начального (делительного) диаметра колеса

2.1.6 Определение модуля зацепления

2.2 Проверочный расчет

2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

2.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

2.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

2.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

3. Расчет планетарной прямозубой цилиндрической передачи, II-я ступень

3.1 Проектировочный расчет

3.1.1 Подбор материалов

3.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни и числа зубьев эквивалентных цилиндрических колес

3.1.3 Определение допускаемых напряжений

3.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений

3.1.3.2 Определение изгибных допускаемых напряжений

3.1.3.3 Определение предельных допускаемых напряжений

3.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

3.2 Проверочный расчет

3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

3.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

3.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

3.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

4. Проверочный расчет некоторых деталей и узлов

4.1 Проектирование валов

4.2 Проверочный расчет вала водила

4.3 Расчет роликов сателлитов планетарной ступени

4.4 Расчет болтового соединения нагруженного растягивающей нагрузкой

4.5 Расчет шлицевого соединения на прочность

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов.

Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования.

Зубчатые передачи - это наиболее распространенные в технике механизмы, которые нередко определяют вес и габариты машин и агрегатов. В данной записке приводится пример расчета редуктора, выполненный в объеме задания на курсовой проект по конструкции машин и механизмов.

Заданием курсового проекта является расчет и проектирование основных узлов редуктора. Подбор и расчет основных узлов валов и подбор подшипников.

Целью курсового проектирования является получение навыков в использовании общих методов проектирования и исследования механизмов предназначенных для ЛА.

Список условных обозначений, символов, сокращений

- диаметр барабана;

- передаточное отношение;

- крутящий момент;

- допускаемое контактное напряжение;

- изгибное допускаемое напряжение;

- делительный диаметр;

- модуль зацепления;

- межосевое расстояние;

- диаметр вершин зубьев;

- диаметр впадин зубьев;

- ширина зубчатого венца;

- коэффициент трения.

1. Определение количества зубьев планетарной прямозубой цилиндрической передачи

Планетарный редуктор выполнен по схеме .

Подбор чисел зубьев проведем по так называемым генеральным уравнениям, которые получаются совместным решением уравнений передаточного отношения (ПО), уравнений соосности, условий сборки с привлечением дополнительных зависимостей - параметров, характеризующих, как правило, конструктивные особенности и определяющих будущие свойства механизма. Для замкнутого планетарного механизма следует добавить уравнение соосности и необходимые параметры для цепи замыкания.

ПО редуктора:

.

Для простого планетарного - механизма с цилиндрическими колесами генеральные уравнения имеют вид:

;

_;

_,

где - любые целые числа;

- число сателлитов.

При подборе чисел зубьев необходимо, чтобы выполнялся ряд условий.

1) Уравнение передаточного числа: .

2) Условие соседства: (z₁ + z₂) sin ? z₂ + 2, .

3) Условие сборки: ;

2. Расчет планетарной прямозубой цилиндрической передачи I-я ступень

Мощность, подводимая к валу солнечного колеса .

Частота вращения солнечного колеса .

Частота вращения водила .

Срок службы .

2.1 Проектировочный расчет

2.1.1 Подбор материалов

Таблица 1. - Материалы шестерни и колеса

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка			Твердость сердцевины	Твердость поверхности не менее	Базовое число циклов
шестерня	поковка	12ХН3А	Цемен- тация	1000	850	HB 260-400	HR56-63
колесо	-//-//	-//-//-	-//-//-	-//-//-	-//-//-	-//-//-	HRC50-60

2.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

,

.

2.1.3 Определение допускаемых напряжений

2.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений

Предел контактной выносливости:

Коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1.2.

Коэффициент , учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .

Так как и , то - коэффициент долговечности.

.

В качестве расчетного принимаем .

2.1.3.2 Определение изгибных допускаемых напряжений

Так как и , то .

Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;

(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.

Тогда .

.

2.1.3.3 Определение предельных допускаемых напряжений

.

2.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость

,

где и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий [3, рис. 4];

- коэффициенты динамичности нагрузки [3, табл. 7].

2.1.5 Определение начального (делительного) диаметра колеса

где по [3, табл. 12] ? коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;

Для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых цилиндрических передач .

.

Расчетный крутящий момент

.

.

2.1.6 Определение модуля зацепления

Из конструктивных соображений принимаем . Тогда:

,

,

.

Межосевое расстояние:

.

2.2 Проверочный расчет

2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

,

где - удельная окружная динамическая сила;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

- удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

- полезная окружная сила;

- ширина зубчатого венца.

Следовательно

;

;

.

Определяем удельную расчётную окружную силу:

,

,

таким образом, недогрузка 0,2%.

2.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

для , для

, ,

так как 120,3<121,58 проверяем зуб шестерни:

,

где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

; ;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

2.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

,

.

2.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

- диаметр вершин зубьев:

,

,

,

- диаметр впадины зубьев:

,

,

.

,

.

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

,

,

где .

Принимаем из конструктивных соображений .

3. Расчет планетарной прямозубой цилиндрической передачи II-я ступень

3.1 Проектировочный расчет

3.1.1 Подбор материалов

См. таблицу 2.

3.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни и числа зубьев эквивалентных цилиндрических колес

Относительная частота вращения шестерни и колеса:

,

Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

где и - количества контактов зубьев шестерни и колеса за один оборот.

Таблица 2. - Принятые материалы для I-ой ступени

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка			Твердость сердцевины	Твердость поверхности не менее	Базовое число циклов
колесо	поковка	Сталь 45	Поверхностная закалка	600	300	HB 167-217	HRС44-50

3.1.3 Определение допускаемых напряжений

3.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений

,

где - предел контактной выносливости

- коэффициент безопасности при объемной закалке равен 1,1.

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .

- коэффициент долговечности, так как и , то

Принимаем окружную скорость , тогда для открытых передач для [3. рис. 7].

.

В качестве расчетного значения принимаем .

3.1.3.2 Определение изгибных допускаемых напряжений

,

так как и , то .

Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;

(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.

Тогда

.

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го .

- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения .

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки: - при работе зубьев одной стороной

по [3. табл. 11].

.

3.1.3.3 Определение предельных допускаемых напряжений

.

3.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость

,

где и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий [3, рис. 4];

- коэффициенты динамичности нагрузки [3, табл. 7].

3.2 Проверочный расчет

3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

,

где - удельная окружная динамическая сила;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

- удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

 - полезная окружная сила;

- ширина зубчатого венца.

Следовательно

;

;

.

Определяем удельную расчётную окружную силу:

,

.

3.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

для

для

, ,

так как 90,08<91,22 проверяем зуб шестерни:



,

где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

;

;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

3.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

,

.

3.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

,

Определяем диаметр водила:

,

,

где .

Принимаем из конструктивных соображений .

4. Проверочный расчет некоторых деталей и узлов

4.1 Проектирование валов

Вал - деталь, предназначенная для передачи вращающего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей машин. Он также подвержен действию поперечных сил и изгибающих моментов.

Ведущий вал-рессора передает крутящий момент от ротора двигателя к редуктору. Вал полый, изготовлен из стали 30ХГСА, термообработан (закалка).

Диаметр вала определяется по условию расчета на кручение:

где Т₁ - крутящий момент на шестерне z₁;

W_с - полярный момент сопротивления сечения вала:

где D_Т - наружный диаметр вала;

б₀ = =0,6 - коэффициент, учитывающий сплошной вал или полый.

- допускаемое напряжение кручения.

Для стали 30ХГСА = 20 МПа.

отсюда

Тогда внутренний диаметр вала .

Вал водила служит для передачи крутящего момента на винт. Вал - пустотелый (примем ), изготовлен из стали 40ХН, термообработан (закалка).

Диаметр вала винта определяем по условию расчета на кручение:

где - крутящий момент на валу винта:

.

Тогда внутренний диаметр водила .

4.2 Проверочный расчет вала водила

шестерня редуктор двигатель вал

Составим расчетную схему. Вал представим как балку на двух опорах: шарнирно-неподвижной и шарнирно-подвижной (роликовый подшипник):



Рис. 1. - Расчетная схема вала водила ТВД

Для расчетной схемы определим реакции в опорах и построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Рис. 2. - Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Определим реакции в опорах: F_a1 = 21790 Н.

Составим уравнения равновесия моментов относительно точек 1 и 2:

точка 1:

F_r2 * b - G (a + b) - M_г = 0,

отсюда



точка 2:

М_г + G * a - F_r1 * b = 0,

отсюда

Основными нагрузками, действующими на вал редуктора, являются:

1. Максимальный вращающий момент М_в = 6190 Н * м;

2. Сила тяги винта F, растягивающая вал. Максимальное значение силы тяги при работе винта на старте определяют из выражения:

где Р_дв - мощность двигателя, кВт;

з_в = 0.85 - КПД винта;

v = 720 км/ч - скорость полета самолета.

3. Вес винта G (m = 240 кг) и для учета сил инерции умножаем на коэффициент перегрузки силовой установки n₁ = 6:



4. Центробежная сила неуравновешенных масс винта F_цб, которой обычно пренебрегают вследствие ее малости по сравнению с другими силами;

5. Гироскопический момент М_г, возникающий при эволюции самолета, когда изменяется направление оси вращения винта.

где J - момент инерции винта:

где m - масса винта;

r - радиус инерции, который определяем через наибольший радиус лопасти R = 1,95 м;

где коэффициент е для дюралюминиевых лопастей примем равным 0.4,

щ - угловая скорость вращения вала винта:

Щ - средняя угловая скорость вращения самолета в пространстве:

где n_г - коэффициент перегрузки. Примем n_г = 2;

V - скорость полета при эволюции. Примем V = 100 км/ч.

Определим суммарные изгибающие моменты:

М_{изг У} = ¦М_г +G * а ¦,

М_{изг У} = ¦+ ¦= 5896,23 (Н * м).

Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении.

Расчет на статическую прочность валов производят в целях предупреждения остаточной пластичной деформации в том случае, если вал работает с большими перегрузками (кратковременными).

Эквивалентные напряжения определяют по формуле:

где у_изг - напряжение изгиба в опасном сечении:

у _т и ф_т ? пределы текучести материала при растяжении и кручении. Для стали 40ХН (нормализация) у _т = 460 МПа.

ф_кр - напряжение кручения в опасном сечении:

s - коэффициент запаса прочности. Примем s = 2.

Допускаемое напряжение: ,

значит, условие выполняется.

Расчет на выносливость проводят в форме проверки коэффициента запаса прочности по усталости. При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:

где S_у - коэффициент запаса по нормальным напряжениям (отсутствие кручения):

S_ф - коэффициент запаса по касательным напряжениям (отсутствие изгиба):

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом. Для стали 40ХН у_-1 = 390 МПа и ф_-1 = 225 МПа;

ш_у и ш_ф - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений:

где у₀ и ф₀ - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с отнулевым циклом. у₀ = 450 МПа и ф₀ = 400 МПа;

у_а и ф_а - амплитудные напряжения;

у_m и ф_m - средние значения напряжений:

у_а = у_изг = 40,2 (МПа);

у_m =

ф_а = ф_m = 1/2ф_кр = 10,55(МПа);

k_уD и k_фD ? суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости при изгибе и кручении:

где е - коэффициент абсолютных размеров поперечного сечения. Для диаметра вала 130 мм из стали 40ХН при изгибе и кручении е = 0,534;

k_f - коэффициент влияния шероховатости поверхности. При шлифовании k_f =1;

k_v - коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением. Примем k_v = 1.8;

k_у и k_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений. При у_В = 780 МПа для вала со шлицами k_у = 1,64 и k_ф = 1,514;

S = 5.09 > = 1.5, значит, условие выполняется.

4.3 Расчет роликов сателлитов планетарной ступени

Размер роликов определяем из сортамента коротких цилиндрических роликов. Примем D_w =10(мм), l_w =10(мм).

Возможное число роликов определим по формуле:

где d₀ - диаметр оси;

D_w - диаметр ролика.

Проектирование специальных опор качения сводится к удовлетворению условия: с_р > c_п, где с_р и c_п - располагаемая и потребная динамические грузоподъемности подшипника.

Располагаемая динамическая грузоподъемность:

где б = 0⁰ - угол контакта в подшипнике;

i = 1 - число рядов тел качения;

Значение определяется по соотношению где D_pw - средний диаметр подшипника

Потребная динамическая грузоподъемность:

где L - расчетный ресурс в миллионах оборотов:

где L_h - расчетный ресурс, ч;

а₁ - коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности. Примем надежность 0,9; тогда а₁ = 1;

а₂₃ -коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочной материал и условия эксплуатации. При отсутствии повышенных перекосов и наличии масляной пленки в контактах, при изготовлении тел качения из электрошлаковой или вакуумной стали для цилиндрических роликов а₂₃ = 1.2;

р- показатель степени. Для роликоподшипников равен 10/3;

F- эквивалентная нагрузка.

Для радиальных подшипников

F = V Fr k_б k_T,

где F_r - радиальная нагрузка. Для прямозубых цилиндрических колес

F_r2 = F_t2 * tgб_w,

F_r2 = tg20⁰ = 3102,3(Н);

V - коэффициент вращения. При вращении наружного кольца V = 1.2;

k_б - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. Примем при нагрузке с умеренными толчками k_б = 1.3;

k_T - температурный коэффициент. При t < 125⁰С k_T = 1.

F = 1.2 * 3102,3 * 1.3 * 1 =4839,6 (Н).

с_р = (Н) > c_п = (Н), значит условие выполняется.

4.4 Расчет болтового соединения нагруженного растягивающей нагрузкой

Установим болты с затяжкой.

Затяжка необходима для создания сил трения в стыке при действии поперечных нагрузок, обеспечения герметичности стыка, повышения усталостной прочности болтов.

Допускаемые напряжения растяжения в болте не должны превышать допускаемые:

где расчетная нагрузка (c учетом скручивания тела болта):

F_расч = 1.3 F_б,

где F_б - усилия в болте;

z - число болтов в соединении;

d = 7 мм - диаметр болта;

60 МПа - допускаемое напряжение растяжения. Болты изготовлены из стали 08, нормализированной.

Рассмотрим состояние болта и соединяемых им деталей под действием усилия затяжки и внешней силы. После приложения силы тяги F деформация и нагрузка в болте увеличиваются:

F_б = F_з + F_z,

где F_з - сила затяжки;

Fz - часть внешней силы, которая дополнительно нагружает болт:

F_z = F * ч,

где ч - коэффициент основной нагрузки. Примем ч = 0.2.

На деталях деформация и нагрузка уменьшаются:

F_зо = F_з - ?F,

где F_зо - остаточное усилие;

?F - часть внешней силы, которая разгружает деталь:

?F = (1 - ч) F.

По условию нераскрытия стыка по усилиям: F_зо > 0; F_з > ?F.

Введем коэффициент запаса по затяжке k = 1.5, тогда

F_з = k ?F = k(1 - ч)F.

F_б = k(1 - ч)F + F * ч.

F_б = 1,5* (1 - 0,2) *15685 + 15685 * 0,2 = 21959 (Н).

F_расч = 1,3 * 21959 = 28547 (Н).

значит, условие выполняется.

4.5 Расчет шлицевого соединения на прочность

В общем случае на боковой грани зуба шлица возникают напряжения смятия (основной расчет), у основания зуба - напряжения среза и изгиба.

Проверим шлицы на смятие. Напряжение смятия определим по формуле:

где М - момент, действующий на шлиц;

r_ср - средний радиус шлица:

- для эвольвентных шлицов

F=0,8mz - площадь всех боковых поверхностей зубьев.

z - число зубьев;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по окружности. Примем = 0.75;

-допускаемое напряжение смятия.

1) Расчёт шлицов, фиксирующих зубчатое колесо:

l = 15 мм;

m = 2; z = 36;

F = 0,8*2*36 = 57,6 мм

D = 315 мм;

d = 315-2,4*2 = 310,2 мм;

мм

2) Расчёт шлицов, соединяющих водило с валом

l=25 мм;

m=1; z=39;

F=0,8*1*39 = 31,2 мм

D=60 мм;

d=60-2,4*1 = 57,6 мм;

,

.

Заключение

В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием спроектирован редуктор двигателя ТВД-10.

В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: колесо, шестерня, тихоходный и быстроходный валы, крышки редуктора и т.д.

Список использованной литературы

1. Расчет и проектирование зубчатых передач. Учеб. пособие к курсовому проектир. по деталям машин. - Х.: ХАИ, 1980. ? 113 с.

2. Иванов М.М. Детали машин. ? М.: Высшая школа, 1964. ? 448 с.

3. Перель Я.Я. Подшипники качения. Справочник. ? М.: Машиностроение, 1983. ? 543 с.

4. Справочник материалов. ? К.: Высшая школа, 1986. ? 638 с.

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроения. / В 3 т., Т. 1, 2, 3. - М.: Машиностроение, 1979.

Размещено на Allbest.ru