Конический редуктор управления рулями высоты самолета

Редуктор.cdw

Обеспечить зацепление конических зубчатых пар поз 1 и 6 по 6 -й
степени точности ГОСТ 1758-81
регулировкой стаканов поз 7
Пошипники качения поз 20 и 25 перед установкой промыть в чистом
Пошипники качения поз 20 и 25 и зацепление зубчатых конических
колес поз 1 и 6 при сборке покрыть тонким слоем смазки
После сборки и регулировки редуктора вращение подшипников
качения поз 20 и 25 и зацепление зубчатых конических колес поз 1 и 6
должно ьытьплавным без заеданий и дроблений
Заключительное соединение вало поз 1 и 22 и шарнирных муфт поз
после окончания сборки и регулировки зацеплений и контровки всех резьбовых

Записка8.docx

Мощность на ведущем валу
Число оборотов ведущего вала об
Межосевой угол = 45
Передаточное число пары
Коэффициент динамичности внешней нагрузки
Расчетная долговечность 350 циклов нагрузки по нагрузочному графику
Коэффициент перегрузки при пробуксовке муфты
Нагружение осуществляется в течение 10 мин при половиной нагрузке от максимального значения и 15 мин при максимальной нагрузке. Реверс момента составляет .
Рисунок 1- Кинематическая схема конической пары редуктора
Расчет конической зубчатой пары5
1Определение угловых скоростей5
2 Определение крутящих моментов5
3 Подбор материала и термообработки зубчатых колес5
4 Определение числа циклов изменения напряжений зубьев за расчетную долговечность6
5 Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев6
6 Предварительный подбор степени точности зацепления7
7 Выбор относительной ширины зубчатых венцов7
8 Выбор формы зуба в плане7
9 Определение поправочных коэффициентов влияющих на расчетную величину погонной нагрузки8
10 Определение конусного расстояния из расчета на контактную прочность зубьев на номинальном режиме (первое приближение)8
11 Проверка выбора степени точности зацепления9
12 Уточнение межосевого расстояния10
13 Подбор модуля зубьев10
14 Выбор числа зубьев колес10
15. Определение основных размеров зубчатой пары11
16. Уточнение кинематического расчета11
17. Повторная проверка выбора степени точности зацепления и коэффициентов К и К12
18. Проверка полученных размеров конической пары на контактную прочность зубьев [1]12
19. Определение расчетных изгибных напряжений в зубьях (на номинальном режиме)12
20. Допускаемые напряжения зубьев на изгиб14
21. Проверка зубьев на изгибную прочность17
22. Окончательные основные размеры конической пары редуктора17
Расчет выходного вала редуктора18
Исходные данные (из предыдущего расчета)18
1 Определение расчетных величин нагрузок действующих на вал18
2. Выбор материала вала18
3. Предварительное определение диаметра и конструктивная разработка вала19
4. Составление расчетной схемы вала как балки и построение эпюр нагрузок и напряжений20
5. Проверочный расчет вала по сечению I – I22
6. Проверочный расчет вала по сечению II-II25
Проверка подшипников выходного вала на долговечность и на перегрузку29
1. Определение результирующей осевой нагрузки на подшипник30
2. Определение поправочных коэффициентов к нагрузкам на подшипники [4]30
3. Расчет приведенных радиальных нагрузок на подшипники31
4. Определение ожидаемой долговечности подшипника31
5. Определение минимально необходимой долговечности подшипника31
НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИ34
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ35
Расчет конической зубчатой пары
1Определение угловых скоростей
(далее подлежит уточнению)
2 Определение крутящих моментов
(исходя из полной номинальной загрузки двигателя)
3 Подбор материала и термообработки зубчатых колес
Твердость зубьев шестерен для сближения долговечности шестерни леса рекомендуется назначать выше твердости зубьев колес.
Выбираем материал с высоким пределом выносливости достаточной твердостью и хорошей ударной вязкостью
С целью сохранения последней у малых зубьев желательно ограничиваем твердость НВ 400 поскольку применение здесь поверхностей закалки затруднительно.
Закалка с низким отпуском
Этим требованиям удовлетворяет сталь 18ХНВА с соответствующей термообработкой [1] (см. табл. 5).
4 Определение числа циклов изменения напряжений зубьев за расчетную долговечность
где— число зацеплений проходимых зубом одной и той же стороной профиля за 1 оборот;
- число оборотов в минуту;
- расчетная длительность нагружения детали в минутах за один цикл эксплуатационной нагрузки.
По контактным напряжениям.
В механизме данной схемы работают разные стороны профилей зубьев поэтому при ии находим
По изгибным напряжениям.
Здесь нужно повести проверку дважды:
при и (как более осторожное)
при (реверс момента) соответственно числу реверсов
5 Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев
Их величины являются функцией твердости и числа циклов напряжения и ограничиваются верхним и нижним пределами (см. рис.17)
Из следующей записи условия
Для расчета принимаем меньшее в паре
6 Предварительный подбор степени точности зацепления
В зубчатых передачах авиационных приборов наиболее распространены 5-я 6-я 7-я и 8-я степени точности зацепления в зависимости от окружной скорости и погонной нагрузки на зуб а значит и от твердости.
При в паре =310 можно принимать 7-ю степень точности [1].
7 Выбор относительной ширины зубчатых венцов
В узлах авиационных агрегатов обычно применяются зубчатые пары уpкого типа как менее чувствительные к прогибам валов и сниженной жесткости облегченных корпусов. При малой мощности () обычно Предварительно принимаем
8 Выбор формы зуба в плане
Ввиду значительной ожидаемой скорости обычно задаются косым зубом с углом скоса по условию [1]:
Однако в курсовых работах необходимо задаться прямым зубом: а если иное не оговаривается заданием.
9 Определение поправочных коэффициентов влияющих на расчетную величину погонной нагрузки
Неравномерность распределения погонной нагрузки по длине зубьев учитывается коэффициентом концентрации [1]:
где = 1 - для прямозубых колес;
= 045 - 1 несимметрично расположенного колеса по отношению к опорам;
= 1 — при ободе с тонким диском. Подставляя числовые значения получаем
Дополнительные динамические нагрузки на зубья в зависимости от окружной скорости твердости и степени точности возникающие как следе погрешностей изготовления зубьев по основному шагу учитывает скоростной коэффициент [1]:
где окружная скорость
— ее допускаемое значение в данном случае.
Поскольку величина зависит от размеров передачи которые еще не определены задаемся в первом приближении
Взаимоподдерживающее действие пар зубьев находящихся в зацеплении учитывает коэффициент профильного перекрытия
Для прямых зубьев при расчете их по контактным напряжениям для 7-й степени точности предварительно принимаем [I]
10 Определение конусного расстояния из расчета на контактную прочность зубьев на номинальном режиме (первое приближение)
Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины получим
11 Проверка выбора степени точности зацепления
Ориентировочная окружная скорость в среднем сечении
предельно допустимое значение окружной скорости для стальных конических прямозубых пар 7-й степени точности и при [1
Интерполируем по линейному закону для i=4
С поправкой на твердость находим
Рисунок 6 - Предельно допустимое значение окружной скорости в зависимости от передаточного числа при 6-й степени точности и НВmin=330
Правильность выбора степени точности проверяем по условию
12 Уточнение межосевого расстояния
Скоростной коэффициент во втором приближении
Коэффициент профильного перекрытия остается без изменения т; степень точности осталась прежней:
Уточненное конусное расстояние (второе приближение)
13 Подбор модуля зубьев
Для обеспечения хорошей плавности зацепления () модуль подбирается по условию:
по ГОСТ 9563-60 принимаем
14 Выбор числа зубьев колес
При выбранном модуле и найденном конусном расстоянии числа зубьев определяются геометрическими выражениями:
Округляем до целого числа
15. Определение основных размеров зубчатой пары
Точное значение конусного расстояния (до сотых долей мм)
Рабочая ширина зубчатых венцов (до десятых долей мм)
Точные значения делительных диаметров шестерни и колеса (до сотых долей мм):
Угол зацепления в среднем торцовом сечении (при )
Половинные углы начальных конусов и :
16. Уточнение кинематического расчета
Отклонение от прежнего составляет +0%
Число оборотов валов:
Фактическая окружная скорость в среднем сечении
Поскольку средний диаметр шестерни найдется из следующего соотношения:
17. Повторная проверка выбора степени точности зацепления и коэффициентов К и К
По записи аналогично как и в 1.11 п.3 получаем
Так как расхождений нет оставляем 7-ю степень.
18. Проверка полученных размеров конической пары на контактную прочность зубьев [1]
Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины получим:
На номинальном режиме
На перегрузочном режиме пробуксовки предохранительной муфты с коэффициентом перегрузки (по исходным данным);
19. Определение расчетных изгибных напряжений в зубьях (на номинальном режиме)
Эквивалентное число зубьев для цилиндрических косозубых колес
Коэффициент формы профиля зуба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни на номинальном режиме [1]
где - нормальный модуль в среднем сечении находящийся из соотношения
где - коэффициент профильного перекрытия для косозубых колес 7-й степени точности при расчете зубьев на изгиб [I].
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса на номинальном режиме
20. Допускаемые напряжения зубьев на изгиб
Эквивалентное число зубьев
Теоретический коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
Коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений для стали
Эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
Коэффициент влияния чистоты поверхности у корня зуба (здесь шероховатость часто больше чем на рабочем профиле)
где а=6 если чистота у корня зуба 6
Коэффициент качества заготовки из проката или штамповки [I]:
Масштабные коэффициенты зуба [1]. При мм
Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от экспериментального образца материала:
Пределы ограниченной выносливости материала зубьев
Коэффициенты чувствительности материала зубьев к асимметрии цикла напряжения [I] для сталей
Допускаемые напряжения на изгиб зубьев при асимметричных циклах и ограниченной долговечности [I]
где допускаемый коэффициент запаса прочности =17÷2.
Для незакаленных зубьев =17;
для высокозакаленных (низкий отпуск) в результате существенного влияния остаточных закалочных напряжений на прочность зубьев =2.
Принимая в нашем случае для зубьев шестерни ш=19 и для зубьев колес к=18 находим
при r=-1 (реверс момента)
Из сравнения следует что для проверки прочности зубьев на изгиб должны быть взяты
21. Проверка зубьев на изгибную прочность
На номинальном режиме:
На перегрузочном режиме при пробуксовке муфты:
22. Окончательные основные размеры конической пары редуктора
Степень точности зацепления – 7-я.
Расчет выходного вала редуктора
Исходные данные (из предыдущего расчета)
Угловая скорость вала.
Крутящий момент на коническом колесе
Средний диаметр колеса
Угол скоса зубьев колеса
Угол зацепления зубьев .
Приведенный коэффициент трения скольжения вдоль по винтовой линии
Приведенный угол трения
1 Определение расчетных величин нагрузок действующих на вал
Расчетный момент на валу
Расчетная окружная сила на колесе
Расчетная радиальная сила на колесе
Расчетная осевая сила на колесе
2. Выбор материала вала
Для унификации материала возьмем сталь 40ХНА с термоупрочнением как и для червячного вала. После закалки с высоким отпуском ; при удовлетворительной вязкости.
3. Предварительное определение диаметра и конструктивная разработка вала
Для уменьшения веса выполняем вал полым задавшись относительной величиной диаметра отверстия
Для наиболее нагруженного участка вала диаметр вала ищем по условию [I]
где - расчетный момент на валу Нмм.
К – коэффициент учитывающий влияние расположения зубчатых колес по отношению к подшипникам; К=3 т.к. симметричное расположение вала тихоходный
- предел выносливости материала вала Нмм2.
Подставляя соответствующие числовые значения получаем
По ГОСТу 6636-60 принимаем для наиболее нагруженного участка вала под подшипником выходного конца
Задаемся из легкой серии подшипником №7203 со следующими данными [4]:
угол наклона беговой дорожки наружного кольца (угол нормали контакта) ;
Динамическая грузоподъемность ;
Статическая грузоподъемность
предельное число оборотов обмин.
4. Составление расчетной схемы вала как балки и построение эпюр нагрузок и напряжений
В плоскости ху опорные реакции:
Полные реакции и изгибающие моменты:
Считаем что вдоль по шлицам крутящий момент изменяется линейно.
На тело вала осевая сила в этой конструкции не переходит а передается через установочное кольцо сразу на внутренне кольцо подшипника В.
Строим эпюры напряжений по эпюрам крутящего и изгибающего моментов используя формулы сопротивления материалов
Эпюры напряжений получают скачки в сечениях где имеют место скачки моментов и скачки диаметров.
Далее на эти эпюры накладываем картину концентрации напряжений.
По эпюрам напряжений намечаем два опасных сечения I-I и II-II по которым следует провести проверочный расчет вала на прочность.
5. Проверочный расчет вала по сечению I – I
Геометрические характеристики сечения.
Относительная величина отверстия
Момент сопротивления сечения при изгибе
Момент сопротивления сечения при кручении
Внутренние моменты в сечении I – I.
Интерполируя по эпюре находим
Расчетные напряжения:
Коэффициенты влияния отличий детали от образца материала.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельными переходами [I].
Сначала находим по соответствующему графику теоретический коэффициент
где и ; следовательно .
Затем определяем коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений для сталей:
Далее находим эффективные коэффициенты концентрации
по приближённой формуле
Коэффициент чистоты поверхности около сечения I – I.
При8 коэффициент шероховатости а = 4 и
Коэффициент качества заготовки из проката с последующей обработкой
Масштабные коэффициенты находим по экспериментальным кривым на рис. 17 и 18 [I] для мм:
Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от образца материала:
при при расчете на изгиб
при расчете на кручение
где Нмм2 и число циклов напряжений изгиба вала за расчетную долговечность
Численные подстановки дают
По кручению с реверсом момента при числе реверсов
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжения:
Предельные напряжения изгиба и кручения для сечения I-I вала:
Коэффициенты запасов прочности по сечению I-I вала на номинальном режиме:
Результативный запас прочности по сечению I-I вала
6. Проверочный расчет вала по сечению II-II
Расчет шлицевого участка на изгиб ведут по среднему диаметру мм; а на кручение – по внутреннему диаметру мм поскольку выступы принимают весьма малое участие в передаче крутящего момента.
Внутренние моменты в сечении II-II.
Расчетные напряжения:
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений во впадинах шлицов по сечению II-II при плавном выходе впадин:
Коэффициент чистоты поверхности около сечения II-II.
Соответственно имеем и
Коэффициент качества заготовки из проката с последующей обработкой
Масштабные коэффициенты.
Интерполирование по кривым дает:
Пределы ограниченной выносливости материала вала.
Как и в расчете по сечению I-I
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжения.
Предельные напряжения изгиба и кручения для сечения II-II:
Коэффициенты запасов прочности по сечению II-II:
Результативный запас прочности по сечению II-II вала
Проверка подшипников выходного вала на долговечность и на перегрузку
Исходные данные (из расчета вала) (рис. 10)
Рисунок 10 - Силовая схема для расчета подшипников вала.
Опорные реакции: ; .
Угловая скорость вала n=618 обмин.
Необходимые данные взятого подшипника приведены в конструктивной
В частности динамическая грузоподъемность подшипника;
–допускаемая статическая нагрузка на подшипник;
1. Определение результирующей осевой нагрузки на подшипник
Аксиальные составляющие возникающие в подшипниках:
Результирующая осевая нагрузка
Следовательно вся осевая нагрузка воспринимается правым подшипником А.
Рисунок 6 - Схема для определения результирующей осевой нагрузки на подшипник.
2. Определение поправочных коэффициентов к нагрузкам на подшипники [4]
Коэффициент приведения осевой нагрузки на подшипник к радиальной.
Для роликоподшипников конических легкой серии находим по таблице каталога (справочника)
Коэффициент кинематический.
При вращении внутреннего кольца
Коэффициент динамичности нагрузки
Коэффициент температурный.
При работе подшипника в условиях рабочей температуры
3. Расчет приведенных радиальных нагрузок на подшипники
Отсюда следует что проверку достаточно провести по более нагруженному подшипнику на опоре В поскольку сами подшипники взяты одинаковыми.
4. Определение ожидаемой долговечности подшипника
Из выражения для коэффициента работоспособности согласно каталогу
5. Определение минимально необходимой долговечности подшипника
Для подшипников качения согласно нагрузочному графику за один цикл эксплуатационной нагрузки
За расчетную долговечность циклов
Условие по долговечности
удовлетворяется с запасом (94.794065)
В данной курсовой работе был разработан конический редуктор электромеханизма рудей высоты самолета. В процессе проектирования были рассчитана коническая зубчатая пары.
Окончательные основные размеры конической пары редуктора
Также определена математическая модель редуктора рассчитан выходной вал редуктора и проверены подшипники выходного вала на долговечность
ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры
ГОСТ 9563-60 Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые. Модули
ГОСТ 333-79 Подшипники роликовые конические однорядные. Основные размеры
ГОСТ 1758-81. Основные нормы взаимозаменяемости. передачи зубчатые конические и гипоидные. Допуски
ГОСТ 18855-94 Подшипники качения. Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность)
ГОСТ 12080-66 Концы валов цилиндрические. Основные размеры допускаемые крутящие моменты
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Карасева Т.В. Расчет деталей и узлов приборов и систем Н.Н. НГТУ 2010.
Детали приборов и основы конструирования. Методич. Пособие по курсовому проектированию. Сост. Карасева Т.В. Н.Н. НГТУ 2006.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование учебно методич. пособие М.: высшая школа 2005г
Куприянов В. И. Рощин Г. И. Методическое пособие для курсового проектирования по деталям механизма. М. МАИ 1975г.
Расчёт деталей механизмов и машин». под редакцией Герлаха Л. Г. М. МАИ 1971г.
Шейнберг А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калиниград. «Янтарный сказ» 2005г.
Конструирование узлов и деталей авиационных приборов. Учебное пособие под редакцией Волгина В. В. М. МАИ 1988г.