Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.

Зубчатые передачи в современной промышленности имеют большое значение. Благодаря высокому КПД они широко применяются в технике. В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта. Расчет осуществляется в трёх вариантах. Это необходимо для выбора оптимального подбора зубчатых колёс.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и, поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

1. Кинематический и энергетический расчеты редуктора

1.1 Определение передаточных отношений

Определим общее передаточное отношение редуктора

;

.

Для планетарной ступени примем:

.

Тогда:

.

Передаточное отношение от центрального колеса к сателлиту в обращенном движении будет равно:

.

1.2 Определение оборотов валов

Частота вращения первого вала:

 об/мин.

Частота вращения второго вала:

об/мин.

Частота вращения третьего вала:

об/мин.

Частота вращения второго вала в обращенном движении:

об/мин.

Частота вращения сателлитов в обращенном движении:

об/мин.

Частота вращения короны в обращенном движении:

об/мин.

Найдем число сателлитов по формуле:

.

Принимаем число сателлитов равным

1.3 Назначение КПД ступеней

Для конической ступени выберем

Для планетарной ступени выберем КПД :

Выбираем для планетарной ступени эквивалентную цилиндрическую

с КПД .

Тогда:

.

1.4 Определение мощностей на валах

кВт;

кВт

кВт.

1.5 Определение крутящих моментов на валах редуктора

;

;

.

Крутящий момент, передающийся от центрального колеса к сателлитам:

.

Крутящий момент, передающийся от сателлитов к короне:

.

2. Определение допускаемых напряжений

2.1 Выбор материала

Материал: Сталь 12Х2Н4А

Твердость зубьев на поверхности: 62 HRC

Твердость сердцевины: 39 HRC

Предел текучести: МПа

Предел прочности: МПа

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

, где , МПа.

- коэффициент долговечности,

- базовое число циклов нагружения.

-

коэффициент, учитывающий режимы работы.

;

;

;

;

.

При , то .

Тогда:

;

;

= 1,073;

= 1,126;

= 1,126.

Подставив полученные значения, найдем допускаемые напряжения:

МПа;

МПа;

МПа;

МПа;

МПа.

Учитывая совместность контактных напряжений, принимаем:

 МПа;

МПа;

МПа.

2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

, где МПа,

- коэффициент безопасности;

- коэффициент безопасности при изгибе;

- базовое число циклов нагружения;

, так как твердость составляет HRC 39;

;

;

;

;

.

Тогда:

, то ;

 МПа;

МПа.

3. Расчет планетарной передачи

3.1 Определение основных габаритов передачи

1. Определение межосевого расстояния :

K = 1,2;

Кa = 48,9

Принимаем ba = 0,4.

Допускаемое напряжение для передачи МПа.

= 134 мм.

2. Определение ширины зубчатого венца.

bW =baaW = 0,4134 = 54 мм;

мм;

м/с;

КV = 1,2;

;

K = 1;

Kґ = KV K = = 1,2 .

3.2 Определение модуля и чисел зубьев

Выберем минимальное значение модуля зацепления.

Так как химико-термическая обработка - цементация, то,

mmin = 1,5 мм.

Рассчитаем предварительный модуль зацепления:

.

Допускаемое напряжение для передачи = 300 МПа.

- коэффициент нагрузки;

bW = 54 мм;

aW = 134 мм;

= 1,039?106 Н?мм

- предварительный коэффициент формы зуба;

мм.

Примем по ГОСТ 9563-60.

Рассчитаем предварительное число зубьев шестерни по формуле:

=

.

Подберем коэффициент формы зуба для 7-ой степени точности:

;

, , следовательно

, .

Вычислим коэффициент по формуле:

= .

Вычислим количество зубьев короны:

=.

Определим предварительное количество зубьев сателлита:

=.

Проверим выполнение условия сборки:

= - число целое, значит числа зубьев подобраны правильно

Рассчитаем передаточное отношение планетарной передачи:

=.

Определим погрешность:

=0

Так как , то далее вычислим передаточные отношения:

= =

Следовательно,

Диаметр шестерни: мм.

Диаметр колеса: мм.

3.3 Проверка контактной прочности

Окружная скорость:

м/с.

.

, где , так как 7-ая степень точности и .

- так как планетарная передача симметрична относительно опоры.

Тогда: .

Определим контактные напряжения:

МПа.

, 1089,5 МПа ? 1096.9 МПа.

Погрешность:

= 0,0067.

3.4 Проверочный расчет на усталостную прочность по изгибу

Напряжение изгиба для шестерни:

мм, т.к. шестерня должна быть шире.

Определим - коэффициент формы зуба.

, значение для выбираем из таблицы: YF1 = 3,838.

Тогда:



Напряжение изгиба для колеса.

мм.

, значение для выбираем из таблицы: .

Тогда:

3.5 Определение геометрических параметров планетарной передачи

Определение межосевого расстояния.

Определим делительное межосевое расстояние:

; .

Определим межосевое расстояние:

, где - коэффициент коррекции.

- для некоррегированной передачи. Следовательно: мм.

Определение диаметров.

Делительный диаметр: , .

Диаметр шестерни: мм.

Диаметр колеса: мм.

Начальные диаметры: , .

мм, мм.

Диаметры вершин (внешнее зацепление):

мм.

мм.

Диаметры впадин (внешнее зацепление):

мм.

мм.

Определение угла зацепления.

Угол зацепления: - угол производящей рейки;

т.к. некоррегированная, то .

Определение ширины зуба «короны» по изгибным и контактным напряжениям.

;

;

е;

;

Выбираем наибольшее значение .

;

Диаметр вершин зубьев: ;

Диаметр впадин: ;

где - диаметр вершин зубьев сателлита,

-делительный диаметр шестерни.

3.6 Проверочный расчет планетарной передачи на перегрузку

Для контактных напряжений:

, где ;

- коэффициент перегрузки, ;

Тогда: .

МПа.

МПа.

Для изгибных напряжений:

;

МПа.

Для шестерни: МПа.

Для колеса: МПа.

4. Расчет конической передачи

4.1 Определение основных параметров конической передачи

Определение угла конуса шестерни.

Угол между осями .

Угол конуса шестерни: .

Угол конуса колеса: 2 = - 1 = 45 - 11,53 = 33,47.

- коэффициент нагрузки. Принимаем К = 1,4.

bd = 0,3 - коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра.

.

Определение диаметра шестерни.

;

мм.

Делительный диаметр в среднем сечении:

Кd = 77 - вспомогательный коэффициент;



Определение внешнего конусного расстояния.

мм.

Определение ширины зубчатого венца.

мм.

Определение окружного модуля на внешнем торце.

, мм.

мм.

Принимаем по ГОСТу.

Определение числа зубьев.

;

Округлим до целого: .

;

После округления: .

.

Проверка:

.

4.2 Расчет на контактную прочность конической передачи

Окружная скорость:

м/с.

Следовательно: (выбираем из таблицы).

Коэффициент ширины шестерни относительно ее делительного диаметра:

.

Аппроксимируя по таблице, находим: .

Коэффициент нагрузки: .

Контактное напряжение:

;

МПа.

Проверка: .

4.3 Расчет на изгибную выносливость конической передачи

Находим эквивалентные параметры:

;

.

- вершины конических колес совпадают.

и - выбираются из таблицы для цилиндрических колес.

Тогда: и .

МПа.

МПа.

4.4 Определение геометрических параметров конического колеса

Определение эквивалентного числа зубьев.

Эквивалентное число зубьев:

;

, .

После округления: , .

Определение диаметра, головки и ножки зуба.

Диаметр шестерни на внешнем торце: мм.

Диаметр колеса: мм.

Внешнее конусное расстояние:

мм.

Среднее конусное расстояние:

мм.

Делительные диаметры в среднем сечении шестерни и колеса соответственно:

мм.

мм.

Высота головки зуба на внешнем торце:

Высота ножки зуба:

Угол ножки зуба: .

Угол конуса вершин: ;

.

Угол конуса впадин: ;

Внешний диаметр вершин зубьев:

мм.

мм.

Расстояние от вершин до плоскости внешней окружности вершин зубьев:

мм.

5. Перерасчет на контактную и изгибную прочность

мм число оборотов на шестерне . Тогда, найдем окружную скорость:

м/с.

Зная значение окружной скорости, определим значение коэффициента :

для .

Далее найдём значение коэффициента формы зуба :

.

Для коэффициент .

Найдём значение коэффициента нагрузки k:

.

5.1 Определение контактных напряжений

Определяем действительные контактные напряжения в передаче:

МПа

Тогда:

.

Контактная прочность обеспечена. Недогрузка 1,5%.

5.2 Проверочный расчет передачи на изгибную прочность

Изгибные напряжения зубчатых колёс:

-на шестерне

где коэффициент формы зуба выбирается для эквивалентного числа зубьев:

;

на втором колесе

Условие изгибной прочности выполняется.

6. Проверочный расчет планетарных и конических колёс на статическую прочность при перегрузках

6.1 .Проверочный расчет планетарных колёс

Определение максимального крутящего момента

- номинальная величина крутящего момента,

- коэффициент перегрузки.

Тогда:

Определение амплитудного значения крутящего момента

Проверочный расчёт на контактную прочность

Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках:

,

затем определим максимальные допустимые контактные напряжения при перегрузках:

Условие контактной прочности выполняется: <.

Проверочный расчёт на изгибную прочность

Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках для двух колёс цилиндрической передачи:

,

,

затем определим максимальные допустимые изгибные напряжения при перегрузках:

Условие изгибной прочности выполняется:

<, <.

6.2 Проверочный расчет конических колёс

Определение максимального крутящего момента

- номинальная величина крутящего момента,

- коэффициент перегрузки.

Тогда:

.

Определение амплитудного значения крутящего момента

.

Проверочный расчёт на контактную прочность

Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках:

,

затем определим максимальные допустимые контактные напряжения при перегрузках:

Условие контактной прочности выполняется: <.

Проверочный расчёт на изгибную прочность

Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках для двух колёс конической передачи:

,

,

затем определим максимальные допустимые изгибные напряжения при перегрузках:

Условие изгибной прочности выполняется:

<, <.

7. Проектирование альтернативного варианта редуктора

Спроектируем альтернативный вариант редуктора, приняв передаточное отношение планетарной ступени Расчет альтернативного варианта редуктора произведен на ЭВМ.

7.1 Определение общего передаточного отношения

Передаточное число определяется

U ред =U1 U2 или

U2=4 (т.к. вторая ступень планетарная),

т. к nвх=2100 мин-1 ,

nвых=190 мин-1, то передаточное отношение будет равно

,

тогда U1=11,05/5=2,21.

7.2 Определение частот вращения валов

,

об/мин,

,

,

na=n=950,226 об/мин ,

nH=n=190 об/мин ,

nb(H)=190 об/мин - для неподвижного корончатого колеса,

na(H)=na-nH=950,226 -190 = 760,226 об/мин - для солнечного колеса,

n=-n=-190 об/мин,

- для сателлита,

где

7.3 Назначение КПД передач

Принимаем значение для конической передачи равное 1=0,97 (среднее из предложенных значений), тогда значение для планетарной передачи будет вычислено:

, где .

7.4 Определение мощности на валах

кВт;

кВт

 кВт.

7.5 Определение крутящих моментов на валах

,

;

;

.

Определим число сателлитов из неравенства:

Для двух самоустанавливающихся элемента К нер=0,9.

Определим крутящий момент, который передается от центрального колеса к сателлиту:

Определим крутящий момент, передающийся от сателлита к неподвижному корончатому колесу:

8. Анализ результатов проектирования

Производя расчет альтернативного варианта, редуктора мы получили новые габариты конической и планетарной передачи. Все условия прочности выполняются. На чертеже №1, выполненном в масштабе 1:4, представлены схемы редуктора №1 (ручной вариант) и редуктора №2 (компьютерный вариант). вал напряжение шестерня колесо

Найдем объемы этих редукторов:

Редуктор №1

Редуктор №2

Т.к. редуктор №2 имеет меньший объем, то он имеет и меньшую массу по сравнению с редуктором №1, поэтому выбираем редуктор №2.

9. Предварительное определение диаметров валов и осей

Определим диаметры валов из условия прочности по касательным напряжениям:

,

где - крутящий момент,

- коэффициент пустотелости,

- допускаемое напряжение кручения.

Принимаем ,

Округлим значения диаметров до целых чисел, предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров валов:

.

Диаметр осей сателлитов принимаем равным dсат = 30 мм.

10. Подбор подшипников

Для входного вала выбираем роликовый подшипник №2209 ГОСТ 8328-75:

d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=44кН; и шариковый подшипник № 176309 ГОСТ 8995-75: d=45мм, D=100мм, B=25мм, C=61,4кН.

Для промежуточного вала выбираем шариковый подшипник №176211 ГОСТ 8995-75:d=65мм, D=100мм, B=21мм, C=39,6кН, и роликовый подшипник №2113 ГОСТ 8328-75: d=65мм, D=100мм, B=18мм, C=38кН.

Для каждого из сателлитов выбираем роликовые подшипники лёгкой серии №12208 ГОСТ 8328-75: d=40мм, D=80мм, B=18мм, C=41,8кН.

Для выходного вала выбираем роликовые конические подшипники №7218 ГОСТ 27365-87: d=100мм, D=160мм, B=31мм, Т=32,5мм, C=158кН.

11. Определение усилий в зацеплениях

11.1 Расчет усилий в зацеплении конической передачи

Условно принимаем, что равнодействующая сил, действующих по линии контакта зубьев конического колеса, приложена в среднем сечении зуба в полюсе зацепления.

Полное усилие в зацеплении , которое раскладывается на окружное усилие Ft и усилие Fr'. В свою очередь усилие Fr' во фронтальной плоскости раскладывается на Fa (осевое усилие) и Fr (радиальное усилие). Для определения всех сил исходной является

через него определяются усилия

;

;

.

11.2. Расчет усилий в зацеплении планетарной передачи.

;

Так как , получаем ;

;

Тогда.

12. Расчет входного вала

12.1 Расчет подшипников на долговечность

Рис.2. Схема входного вала, эпюры моментов.

Согласно эскизному проекту определим реакции опор и подберем подшипники качения. Рассчитаем подшипники на входном валу. По уравнению моментов находим:



где

Для опоры А выбираем шариковый подшипник средней узкой серии №176309: d=45мм, D=100мм, B=25мм, C=61,4 кН, .

Для опоры В выбираем роликовый подшипник легкой узкой серии №2209: d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=44 кН.

Шариковый подшипник входного вала воспринимает радиальную нагрузку

Находим , значит динамическую нагрузку определяем по формуле:

Роликовый подшипник входного вала воспринимает радиальную нагрузку . Динамическую нагрузку определяем по формуле:



Долговечность подшипников обеспечена.

12.2 Проверочный расчет вала на прочность

С учетом рассчитанных значений реакций в опорах построим эпюры изгибающих и крутящих моментов для вала.

Схема нагрузок в вертикальной и горизонтальной плоскостях приведена на рисунке.

Значения моментов в характерных точках будут равны:

Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала приведены на рисунке схематично без соблюдения масштаба.

Вал изготовлен из стали 20Х2Н4А, имеющей

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 1 (шлицевое соединение).

Момент сопротивления по

изгибу

кручению

Значения масштабного фактора для вала d = 35 мм по табл. 12 [4]: .

Поверхности вала будут обработаны с чистотой не ниже 6 класса по ГОСТ 2789-59. Коэффициент качества поверхности при тонком точении . При отсутствии упрочнения поверхности . Тогда коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении будут равны:

Коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла изменения напряжений при изгибе и кручении, определяются по формулам:

Напряжения кручения в сечении:

- коэффициент динамичности при перегрузках.

Принимаем: и

Коэффициент запаса прочности при кручении:



Таким образом, запас усталостной прочности в рассматриваемом сечении достаточен.

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 2 с максимальным изгибающим моментам.

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

Концентраторы напряжения отсутствуют, следовательно, , .

Коэффициент качества поверхности при чистовой обработке, согласно табл. 13 [4], принимаем . При отсутствии упрочнения поверхности .

Тогда коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении будут равны:

Значения масштабного фактора для вала d = 45 мм по табл. 12 [4]:

Напряжения изгиба будут равны



Принимаем: и .

Коэффициент запаса прочности при изгибе:

Напряжения кручения в сечении:

Принимаем: и .

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Общий запас прочности по усталости:

Таким образом, запас усталостной прочности в рассматриваемом сечении достаточен.

13. Расчет промежуточного вала

13.1 Расчет подшипников на долговечность

= 11255,2Н , = 4013,9Н, = 818,8Н.

где

Для опоры А выбираем шариковый подшипник легкой узкой серии №176211: d=65мм, D=100мм, B=21мм, C=39,6кН, .

Для опоры В выбираем роликовый подшипник сверхлегкой серии №2113: d=65мм, D=100мм, B=18мм, C=38кН.

Шариковый подшипник промежуточного вала воспринимает радиальную нагрузку .

Находим, значит динамическую нагрузку определяем по формуле:

Роликовый подшипник промежуточного вала воспринимает радиальную нагрузку . Динамическую нагрузку определяем по формуле:

Долговечность подшипников обеспечена.

13.2 Проверочный расчет вала на прочность

С учетом рассчитанных значений реакций в опорах построим эпюры изгибающих и крутящих моментов для вала.

Схема нагрузок в вертикальной и горизонтальной плоскостях приведена на рисунке. Значения моментов в характерных точках будут равны:

Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала приведены на рисунке схематично без соблюдения масштаба.

Вал изготовлен из стали 20Х2Н4А, имеющей

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 3(по максимальному моменту).

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

Концентраторы напряжения отсутствуют, следовательно, , .

Коэффициент качества поверхности при чистовой обработке, согласно табл. 13 [4], принимаем . При отсутствии упрочнения поверхности .

Тогда коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении будут равны:

Значения масштабного фактора для вала d = 72 мм по табл. 12 [4]:

Напряжения изгиба будут равны

Принимаем: и .

Коэффициент запаса прочности при изгибе:



Напряжения кручения в сечении:

Принимаем: и .

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Общий запас прочности по усталости:

Таким образом, запас усталостной прочности в рассматриваемом сечении достаточен.

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 4 (шлицевое соединение).

Момент сопротивления по

изгибу

кручению

Значения масштабного фактора для вала d = 53 мм по табл. 12 [4]: .

Поверхности вала будут обработаны с чистотой не ниже 6 класса по ГОСТ 2789-59. Коэффициент качества поверхности при тонком точении . При отсутствии упрочнения поверхности . Тогда коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении будут равны:

Коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла изменения напряжений при изгибе и кручении, определяются по формулам:

Напряжения кручения в сечении:

- коэффициент динамичности при перегрузках.

Принимаем: и

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Таким образом, запас усталостной прочности в рассматриваемом сечении достаточен.

13.3 Рассчитаем подшипники в сателлитах

Выбираем роликовый подшипник легкой серии №12208: d=40мм, D=80мм, B=18мм, C=41,8кН.

Роликовые подшипники сателлитов воспринимают одинаковую радиальную нагрузку . Рассчитываем один из подшипников на долговечность. Динамическую нагрузку определяем по формуле:

.

Полученный расчетным путем ресурс меньше заданного. Чтобы повысить ресурс подшипника, применяем более качественную подшипниковую сталь вакуумно-дугового переплава , где - коэффициент повышения грузоподъёмности авиационного подшипника. Тогда

Долговечность подшипника обеспечена.

14. Расчет выходного вала

14.1 Расчет подшипников на долговечность

Рис.4. Схема выходного вала, эпюры моментов.

На выходном валу установлены роликовые конические подшипники №7218: d=100мм, D=160мм, B=31мм, Т=32,5мм, C=158кН. Реакции в опорах равны:

Рассчитаем подшипники на долговечность:

e=0,43, , .

Тогда

Принимаем .

, где ;

Рассчитываем наиболее нагруженный второй подшипник:

Долговечность подшипников обеспечена.

14.2 Проверочный расчет вала на прочность

С учетом рассчитанных значений реакций в опорах построим эпюры изгибающих и крутящих моментов для вала.

Схема нагрузок в вертикальной и горизонтальной плоскостях приведена на рисунке.

Значение максимального момента:

Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала приведены на рисунке схематично без соблюдения масштаба.

Вал изготовлен из стали 20Х2Н4А, имеющей

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 5(по максимальному моменту).

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

Концентраторы напряжения отсутствуют, следовательно, , .

Коэффициент качества поверхности при чистовой обработке, согласно табл. 13 [4], принимаем . При отсутствии упрочнения поверхности .

Тогда коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении будут равны:

Значения масштабного фактора для вала d = 100 мм по табл. 12 [4]:

Напряжения изгиба будут равны

Принимаем: и .

Коэффициент запаса прочности при изгибе:

Напряжения кручения в сечении:

Принимаем: и .

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Общий запас прочности по усталости:

Таким образом, запас усталостной прочности в рассматриваемом сечении достаточен.

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 6 (шлицевое соединение).

Момент сопротивления по

изгибу

кручению

Значения масштабного фактора для вала d = 78 мм по табл. 12 [4]: .

Поверхности вала будут обработаны с чистотой не ниже 6 класса по ГОСТ 2789-59. Коэффициент качества поверхности при тонком точении . При отсутствии упрочнения поверхности . Тогда коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении будут равны:

Коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла изменения напряжений при изгибе и кручении, определяются по формулам:

Напряжения кручения в сечении:

 - коэффициент динамичности при перегрузках.

Принимаем: и

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Таким образом, запас усталостной прочности в рассматриваемом сечении достаточен.

15. Расчет шлицевых соединений

Шлицевые соединения рассчитываются на напряжения смятия:

.

Здесь ;

- коэффициент неравномерности нагрузки,

- модуль

- длина шлицев.

Входной вал:

Модуль m=3 мм; число зубьев z=11; L=37 мм.

,

т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Промежуточный вал:

Модуль m=3 мм; число зубьев z=17; L=46мм.

,

т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Модуль m=3 мм; число зубьев z=23; L=34 мм.

,

т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Выходной вал:

Модуль m=3 мм; число зубьев z=25; L=65мм.

,

т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Работоспособность шлицевых соединений обеспечена.

16. Расчет болтов крепления редуктора вертолета к раме

Расчет болтов крепления редуктора к раме рассмотрен в приложении. Расчет произведен на ЭВМ с использованием данных по болтам, их расположению, а также данным по корпусу редуктора.

Расчетное напряжение не превышает допускаемое.

17. Система смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты детали должны иметь смазку.

Используем масло марки ИМП-10. Масло подается через форсунки под давлением 4 атм. Смазываются все пары редуктора:

Для подшипников, установленных на выходном валу, спроектирована подача масла через форсунку, и струя СОЖ попадает на тела качения.

Для подшипников, установленных на сателлите и всей планетарной передачи предусмотрена система смазки через форсунку.

На подшипники, установленные на промежуточном валу, масло подается сверху из планетарной передачи и системы смазки выходного вала.

Для системы входного вала используется масло, а также СОЖ из планетарной передачи.

В спроектированном редукторе предусмотрена система отвода отработанной СОЖ для её охлаждения и очистки.

Для избежания выброса масла из корпуса редуктора через уплотнения и стыки в верхней точке корпуса установлен суфлер-отдушина.

Манжетные уплотнения на входном и выходном валах предотвращают утечку масла из корпуса редуктора и препятствуют попаданию в него пыли и влаги извне.

Заключение

В данной работе произведён расчёт цилиндрической и планетарной зубчатых передач редуктора вертолёта. Выбран материал для зубчатых колёс и определены допускаемые напряжения. Определены геометрические параметры зубчатых передач. Выполнены кинематический и энергетический расчёты редуктора. Проведена проверка прочности зубчатых передач по контактным и изгибным напряжениям. Проведен подбор и расчет подшипников на долговечность, проектировочный и проверочные расчеты валов, расчет шлицевых и резьбовых соединений, продумана система смазки, уплотнения.

Список использованных источников

1. Силаев Б.М.”Расчет и конструирование деталей авиационных механических передач» Учебно-справочное пособие; СГАУ, 2001.-150с.

2. Авиационные зубчатые передачи и редукторы: Справочник / Под ред. Э.Б.Вулгакова. М.Машиностроение, 1981. 374с.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие /В.Н.Кудрявцев, Ю.А.Державец, И.И.Арефьев и др. Л.:Машиностроение. 1984. 400с.

4. Подшипники качения: Справочник-каталог / Под ред. В.Н.Нарышкина и Р.В.Коросташевского. М.:Машиностроение, 1984. 280с.

5. Оси, валы и опоры качения:: Учебное пособие / А.М.Циприн, М.И.Курушин, Е.П.Жильников; Куйбышев. авиац. ин-т. Куйбышев, 1986. 71с.

Размещено на Allbest.ru

...