Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное автономное

образовательное учреждение высшего образования

«Самарский национальный исследовательский университет

имени академика С.П.Королева»

(Самарский университет)

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине: «Детали машин»

Проектирование главного редуктора вертолета

Задание № ОКМ.007.002.000

Выполнил:

студент гр. 2301-150305D

Сорока О.М.

Проверил:

Силаев Б.М.

Самара 2018



ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать коническо-планетарный редуктор для главного винта вертолета

Таблица 1 - Исходные данные
Тяга несущего винта	FT = 10,5 кН
Продольная сила несущего винта	FH = 0,5 кН
Частота вращения выходного вала	nвых =200 об/мин
Мощность на выходном валу	Pвых =140 кВт
Частота вращения входного вала	nвх =2000 об/мин
Срок службы редуктора	th =1000 ч
Расстояние от плоскости вращения несущего винта до плоскости крепления к подредукторной раме	l = 500 мм
Режим работы	4

Рисунок 1 - Кинематическая схема коническо-планетарного редуктора

Рисунок 2 - График режима нагружения



Таблица 2 - Характеристика режима работы

Примечания:

1. За расчётную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно действующих нагрузок, при которой число циклов перемены напряжений ;

2. Коэффициент перегрузки , при этом число циклов перемены напряжений .



РЕФЕРАТ

Пояснительная записка: 63 с., 8 рисунков, 3 таблицы, 7 источников, 1 приложение.

Графическая часть: 2 лист А1, 5 листов А3.

АНАЛИЗ, ВАЛ, ГАБАРИТЫ, КПД, МОДУЛЬ, МОЩНОСТЬ, НАПРЯЖЕНИЕ, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ, ПЕРЕДАЧА КОНИЧЕСКАЯ, ПЕРЕДАЧА ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ, ПОДШИПНИК, РЕДУКТОР. редуктор передача подшипник вал

В курсовом проекте рассмотрен синтез, а также кинематический, энергетический, проектировочный расчёт и анализ редуктора вертолёта. Произведён подбор чисел зубьев зубчатых колёс, определены основные габариты передач, произведена проверка редуктора на контактную и изгибную прочность. Спроектирован альтернативный вариант редуктора. Произведена оценка диаметров валов, подбор подшипников. Рассчитаны силы в зацеплении. Произведены проверочные расчеты валов на статическую и усталостную прочность.



• УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

a [мм] - делительное межосевое расстояние

a [мм]- межосевое расстояние

b [мм] - рабочая ширина венца зубчатой передачи

В [мм] - расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев

с - число зацеплений за один оборот шестерни, колеса

d [мм] - делительный диаметр шестерни, колеса

d _b [мм] - основные диаметры шестерни, колеса

d [мм] - начальные диаметры шестерни, колеса

d _a [мм] - диаметры вершин зубьев шестерни, колеса

d _f [мм] - диаметры впадин зубьев шестерни, колеса

HB - твердость на поверхности в HB

HRC - твердость на поверхности в HRC

h [мм] - внешняя высота головки зубьев

T [Нмм] - крутящий момент на валу шестерни, колеса

P [кВт] - мощность на валу шестерни, колеса

n [мин^-1] - число оборотов шестерни, колеса

u - передаточное число зацепления

д [град] - угол делительного конуса

[град] - угол между осями

t _h [ч] - срок службы передачи

_{Hlim b} [МПа] - базовое значение контактных напряжений

[_H]_1,2 [МПа] - допускаемое контактное напряжение шестерни[1], колеса[2]

_Flimb [МПа] - базовое значение напряжения изгиба

[_F]_1,2 [МПа] - допускаемое изгибное напряжение шестерни, колеса

S_H - коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность

[град] - угол наклона зубьев

N_НО - базовое число циклов

К_НЕ - коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям

N_НЕ - эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений

К_HL - коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

К_FE - коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям



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 важное значение. Благодаря высокому КПД они широко применяются в технике В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта.

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 РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

1.1 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

Согласно заданию имеем частоту вращения валов:

Общее передаточное отношение редуктора:

Для двухступенчатого редуктора

где U₁ - передаточное число первой ступени,

U₂ - передаточное число второй ступени.

В двухступенчатом цилиндрическом редукторе для рациональной разбивки передаточных чисел рекомендуется эмпирическая зависимость

[2].

Поэтому принимаем



Передаточное число второй ступени

1.2 Определение частот вращения валов

Частоты вращения входного и выходного валов заданы

n_I= мин мин

Определяем частоту вращения промежуточного вала исходя из передаточного отношения

;

1.3 Выбор КПД и определение мощностей на валах

Так как авиационная передача требует повышенной точности и надеж-

ности, то для всех зубчатых колес редуктора принимаем 7 степень точности. Эта степень точности применяется для передач работающих с умеренными скоростями и повышенными нагрузками. Согласно рекомендациям [1] при- нимаем КПД конической передачи = 0,97, КПД цилиндрической передачи = 0,985

Мощность на валу определяется по формуле:



где PS+1- мощность на последующем валу, кВт;

PS - мощность на валу, кВт;

S - КПД ступени;

Для выходного вала задана мощность PIII = Pвых = 140 кВт. Исходя из этого условия, определяем мощности на остальных валах:

1.4 Определение крутящих моментов на валах

Определение крутящих моментов на всех валах редуктора производится по формуле:

где Т - крутящий момент, Нмм ;

Р - мощность, кВт ;

n - частота вращения, мин^-1.

После подстановки получим:



2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

Т.к. передача авиационная, требующая обеспечения высокой надежности, малой массы и габаритов, то для всех зубчатых колес привода выбираем высо- копрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой - цементацией, заготовка - штамповка; механические свойства приведены в таб- лице 3 (см. рекомендацию [1]):

Таблица 3 - Механические свойствастали

Вид термообработки	Механические характеристики
	Твёрдость зубьев	Предел прочности, МПа	Предел текучести, МПа
	На поверхности	В сердцевине
Цементация	HRC 58-63	HRC 35-40	1200	1000

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле

Контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:

,

где j - номер зубчатого колеса;

- базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент долговечности.

Kоэффициент долговечности, определяется по формуле:

,

где - базовое число циклов нагружения;

- расчетное число циклов нагружения.

Расчетное число циклов для переменного режима работы находим по формуле:

Где с_j - число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса,

T_pj - один из числа крутящих моментов, которые учитывают при расч?те на выносливость;

T_max - максимальный из моментов, учитываемых при расч?те на выносливость;

n_pj и t_hj - соответствующие этим моментам частота вращения и время работы.

Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены контактных напря- жений для всех зубчатых колес.

Для шестерни «1»:

С₁ = 1; n_Н = n₁;

Для зубчатых колес «2» и «3»:

c_2,3 = 1; n_Н = n₂;

Для зубчатого колеса «4»:

c₄ = 1; n_Н = n₃;

Предел контактной выносливости поверхности зуба по [2]:

Базовое число циклов нагружений при HRC 56: N_НО = 12·. Коэффициент безопасности: S_Н = 1,25. Сравним расч?тное число циклов перемены напряжений при перемен- ном режиме с базовым числом циклов перемены напряжений.

Так как , то коэффициент долговечности

для зубчатых колес «2» и «3».

.

Длязубчатогоколеса «4»:

.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни «1»:

Допускаемые контактные напряжения для зубчатых колес «2» и «3»:



Допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса «4»:

В качестве расчетных допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колес принимаем меньшее значение из двух полученных:

2.3 Определение допускаемых напряжении изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле:

где _Flimb - базовый предел выносливости по изгибу, МПа;

S_F - коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;

K_FL - коэффициент долговечности.

К_FC - коэффициент, учитывающий условия нагружения зуба.

Коэффициент долговечности определяем по формуле:



Где,- базовое число циклов нагружений;

- расчетное число циклов нагружений.

Для одностороннего нагружения зуба принимаем К_FC 1,2,3,4 = 1.

Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле:

Где - число зацеплении каждого колеса за 1 оборот;

j - номер режима.

Так как HB > 350, то , тогда m_F=9.Базовый предел выносливости по изгибу принимаем /2/: _Flimb = 800 МПа. Коэффициент безопасности: S_F = 1,8.

Базовое число циклов нагружений будет: N_F0 = 4·.

Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений для всех зубчатых колес.

Для шестерни «1»:

c1 = 1; nн = n1;

Для зубчатых колес «2» и «3»:

c2,3 = 1; nн = n2;

Для зубчатого колеса «4»:

c4 = 1; nн = n3;

Сравним расч?тное число циклов перемены напряжений при перемен- ном режиме с базовым числом циклов перемены напряжений.

Так как то K_FL1=1, K_FL23=1,K_FL4=1.

Так как зубья колес 1, 2, 3, 4 работают одной стороной, то согласно рекомендации [2] имеем: K_FC1=1, K_FC23=1,K_FC4=1

Тогда допускаемые напряжения для шестерни «1»:

для зубчатых колес «2» и «3»:

для зубчатого колеса «4»:

2.4 Расчет конической передачи

2.4.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности

Принимаем К₁=1,60 - коэффициент нагрузки; ш_br=0,3- коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния для ортогональной передачи (?=).

Угол делительного конуса шестерни определяем по формуле:



Угол делительного конуса колеса определяем по формуле:

Внешний делительный диаметр для шестерни определим по формуле:

Тогда

Внешнее конусное расстояние определяется по формуле:

Ширина зубчатого венца определяется по формуле:

2.4.2 Определение модуля и числа зубьев

Торцевой модуль на внешнем торце:

Принимаем коэффициент формы зуба Y_F=4,0

Определяем внешний торцевой модуль :



мм

Округляем до большего целого по ГОСТ 9563-60

Число зубьев шестерни определяем из зависимости:

.

Определяем фактическое передаточное число:

Определяем погрешность вычисления Погрешность находится в допустимых пределах.

Средний окружной модуль:

2.4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Определим окружную скорость на среднем делительном диаметре шестерни:



Коэффициент динамической нагрузки определим при V=10,44 м/с, СТ=7 и НВ350.

Определим коэффициент ширины зубчатого венца:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки при 0,5314 и консольном расположении шестерни.

Определим коэффициент нагрузки:

Условие прочности по контактным напряжениям:

Расчетное контактное напряжение определяется по формуле:

Определим погрешность:



Контактное напряжение в зубьях находится в допустимых пределах

2.4.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

Условие прочности по напряжениям изгиба:

Где Y_F-коэффициент формы зуба.

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

z_v1=

z_v2=

По эквивалентному числу зубьев определим коэффициенты формы зуба шестерни и колеса Y_F1=3,98 Y_F2=3,62.

Находим напряжения изгиба зубьев колеса:

Находим напряжения изгиба зубьев колеса:

Приведенные расчеты показывают, что напряжение изгиба меньше допустимых значений.



2.4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

. Условие прочности выполняется.

Найдем максимальное напряжение изгиба при перегрузке:

МПа;

МПа;

Для стали 12ХН4А с у_Т=1200 МПа.

Условие прочности выполняется.

2.4.6 Определение геометрических размеров передачи

Угол делительного конуса шестерни:

Угол делительного конуса колеса:



.

Внешний делительный диаметр для шестерни и колеса:

.

Внешнее конусное расстояние:

Средне конусное расстояние:

Средний делительный диаметр шестерни и колеса:

Внешняя высота головки зубьев:

Внешняя высота ножки зубьев:



Угол ножки зуба:

Угол конуса вершин шестерни и колеса:

;

Угол конуса впадин шестерни и колеса:

Внешний диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни и колеса, соответственно:



2.5 Расчет тихоходной цилиндрической передачи

2.5.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности

Принимаем коэффициент нагрузки К₂=1,36; коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния расстояния при несимметричном расположении колеса относительно опор

Межосевое расстояние передачи определяется по формуле :

, тогда

Принимаем

Определяем рабочую ширину зубчатого венца II-ой ступени:

Округляем до .

2.5.2 Определение модуля и числа зубьев

Коэффициент формы зуба принимаем

Модуль зацепления для I-ой ступени определяем по формуле:



Согласно ГОСТ 9563-60 принимаем значение mm_min : m₂=6,0 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₃:

Принимаем z₃=18.

Определяем число зубьев зубчатого колеса z₄:

Принимаем z₄=63.

Определяем фактическое передаточное отношение:

Определяем погрешность вычисления:

Погрешность находится в допустимых пределах.

2.5.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Определяем делительный диаметр шестерни z₁ по формуле:

d₃=



Найдем окружную скорость V₃ по формуле:

Коэффициент динамической нагрузки К_v=1,20 определим при V=3,97 м/с , СТ=7 и НВ350.

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни определяются по формуле:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки при

и несимметричном расположении шестерни относительно опор.

Определяем коэффициент нагрузки:

К₂=.

Условие прочности по контактным напряжениям:

Расчетное контактное напряжение:

Определим погрешность:

Из последнего уравнения видно что контактные напряжения в зубьях

находятся в допустимых пределах.

2.5.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

Условие прочности по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба шестерни:

Коэффициент формы зуба шестерни примем Y_F3=3,78.

Коэффициент формы зуба колеса примем Y_F4=3,62.

Расчетное напряжение изгиба для зубчатого колеса:

Сравним расчетные и допускаемые напряжения изгиба

и

Напряжения изгиба в зубьях находится в допустимых пределах.

Условие прочности выполняется.



2.5.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

. Условие прочности выполняется.

Найдем максимальные напряжения изгиба при перегрузке:

Для стали 12ХН4А с

Условие прочности выполняется.

2.5.6 Определение геометрических размеров передачи

Делительный диаметры:



Делительное межосевое расстояние определяем по формуле:

Угол зацепления:

=0,9397.

Тогда

Определяем начальные диаметры и

Основные диаметры:

Диаметры впадин:



Где

Диаметры вершин:



3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ УСИЛИЙ В ЗАЦЕПЛЕНИЯХ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Расчет усилий в зацеплении быстроходной 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 F_nнаправлено по линии зацепления, как общей нормали к профилю. Разложим F_nна составляющие F_t - окружное усилие и силу F_r.

Определение окружной силы:

Определение полного усилия в зацеплении:

Определение радиальной и осевой составляющих в зацеплении конических колес:

Так как межосевой угол , то sinд₁=cosд₂ и sinд₂= cosд₁.



3.2 Расчет усилий в зацеплении тихоходной цилиндрической передачи

Рисунок 3.2.1- Силы в зацеплении цилиндрической передаче

Рисунок 3.2.2- Силы в зацеплении конической передаче

Определение окружного усилия в передаче:



Определение радиального усилия в передаче



4. ОБОСНОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ ПРИВОДА

4.1 Предварительное определение диаметров валов и осей

Определим диаметры валов из условия прочности по касательным напряжениям [8].

Где T_s-крутящий момент;

в_S- коэффициент пустотелости ;

-допускаемое напряжение кручения.

Для первого вала принимаем в=0,70 , .

Для второго вала принимаем в=0,70 ,

Для третьего вала принимаем в=0,70 ,



Скруглим значения диаметров до целых чисел предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров валов: d_I=40 ммd_II=55 мм d_III=83 мм.



5. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОСЕЙ

5.1 Определение усилий в опорах, построение эпюр изгибающих крутящих моментов и расчет диаметров валов на статическую прочность

Входной вал (см. рисунок 5.1.1).

Рисунок 5.1.1 - Расчетная схема входного вала.

Вертикальная плоскость:

;

Горизонтальная плоскость:



;

;

Определим суммарные реакции:

Промежуточный вал (см. рисунок 5.1.2).

Рисунок 5.1.2 - Расчетная схема промежуточного вала

Вертикальная плоскость:

;

Горизонтальная плоскость:

Определим суммарные реакции



Выходной вал (см. рисунок 5.1.3).

Рисунок 5.1.3 - Расчетная схема выходного вала

Вертикальная плоскость:

;

Горизонтальная плоскость:

;

;



Определим суммарные реакции:

5.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Согласно структурной схеме и эскизной компоновке редуктора построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Входной вал (см. рисунок 5.2.1)

Рисунок 5.2.1 - Эпюра изгибающих и крутящих моментов



Приведенные и амплитудные моменты:

;

;

.

Промежуточный вал (см. рисунок 5.2.2)

Приведенные и амплитудные моменты:

=1810588 Нмм;

=1554869 Нмм;

=1915587Нмм.

Рисунок 5.2.2 - Эпюра изгибающих и крутящих моментов

Выходной вал (см. рисунок 5.2.3)

Приведенные и амплитудные моменты:

=3395676Нмм.

Рисунок 5.2.3 - Эпюра изгибающих и крутящих моментов

5.3 Расчет на статическую прочность в опасных сечениях

Материал вала - 12Х2Н4А. Т.к. в нашем случае, поэтому значение запаса статической прочности принимаем .

Тогда допускаемое напряжение при расчете на статическую прочность:



.

Определим диаметры валов в опасных сечениях из расчета на статическую прочность:

Входной вал:

;

.

Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.

Промежуточный вал:

;

;

.

Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.

Выходной вал:

;

.

Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.



5.4 Проверочный расчет на выносливость

Материал для вала 12Х2Н4А:

Определим коэффициент запаса прочности и сравним его с допускаемым .

Входной вал

Сечение 1

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 1 для подшипника входного вала.

Концентратор напряжение - напрессовка подшипника на вал (табл.13)

; .

Масштабный фактор при изгибе и кручении (табл.14) ; .

Коэффициент качества поверхности при шлифовке посадочного места (табл.15) принимаем

Определяем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению:

изгибу

кручению ;

Амплитуда изгибных напряжений:

.



Номинальное напряжение кручения:

Амплитуда напряжений кручения:

Определяем коэффициент асимметрии цикла при кручении:.

Коэффициент запаса прочности при изгибе:

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Запас прочности по усталости в сечении 1

S=

Тогда запас усталостной прочностиS=2,15>[S]=1,8.

Сечение 2

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении, где концентратором напряжений является галтель r= 5мм.

Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].

;;

Масштабный фактор при изгибе по табл.14 [5]:;.

Kоэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.15 [5], принимаем

Определяем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению: изгибу

кручению

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Номинальное напряжение кручения:

Амплитуда напряжений кручения:



Определяем коэффициент асимметрии цикла при кручении (табл.16):.

Коэффициент запаса прочности при изгибе:

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Запас прочности по усталости в данном сечении:

S=.

Тогда запас усталостной прочностиS=2,33>[S]=1,8.

Промежуточный вал

Сечение 1

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении, где концентратором напряжений является галтель r= 3мм.

Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].

;;



Масштабный фактор при изгибе по табл.14 [5]:;.

Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.15 [5], принимаем .

Определяем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению:

изгибу

кручению

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Номинальное напряжение кручения:

Амплитуда напряжений кручения:

Определяем коэффициент асимметрии цикла при кручении (табл.16):

Коэффициент запаса прочности при изгибе:



Коэффициент запаса прочности при кручении:

Запас прочности по усталости в данном сечении:

S=

Тогда запас усталостной прочностиS=2,20>[S]=1,8.

Сечение 2

Концентратор напряжение - напрессовка подшипника на вал (табл.13)

; ;

Масштабный фактор при изгибе и кручении (табл.14) ;

Коэффициент качества поверхности при шлифовке посадочного места (табл.15) принимаем

Определяем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению:

изгибу

кручению .

Амплитуда изгибных напряжений:



Номинальное напряжение кручения:

Амплитуда напряжений кручения:

Определяем коэффициент асимметрии цикла при кручении (табл.16):

Коэффициент запаса прочности при изгибе:

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Запас прочности по усталости в сечении 2:



S=.

Тогда запас усталостной прочностиS=1,9>[S]=1,8.

Сечение 3

Проверяем сечение, где концентратором напряжений является шестерня.

Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем;

.

Масштабный фактор при изгибе по табл.14 [5]:;.

Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки согласно табл.15 [5], принимаем .

Определяем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению:

изгибу

кручению

Так как действующая нагрузка неподвижно относительно корпуса, дисбалансная нагрузка отсутствует, а осевую нагрузку в следствии малости не принимаем в расчет, среднее напряжение цикла можно принять равным нулю, т.е .

Определяем запас усталостной прочности по шестерне.

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Номинальное напряжение кручения:



Амплитуда напряжений кручения:

Определяем коэффициент асимметрии цикла при кручении (табл.16):

Коэффициент запаса прочности при изгибе:

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Запас прочности по усталости в данном сечении

S=

Тогда запас усталостной прочностиS=1,82>[S]=1,8.

Выходной вал

Сечение 1

Проверяем сечение, где концентратором напряжений являются шлицы.

Концентратор напряжение - напрессовка подшипника на вал (табл.13)

; .

Масштабный фактор при изгибе и кручении (табл.14);;.

Коэффициент качества поверхности при шлифовке посадочного места (табл.15) принимаем.

Определяем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению:

изгибу

кручению мм³

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Номинальное напряжение кручения:

.

Амплитуда напряжений кручения:

.

Определяем коэффициент асимметрии цикла при кручении (табл.16):

Коэффициент запаса прочности при изгибе:



Коэффициент запаса прочности при кручении:

Запас прочности по усталости в сечении 1:

S=

Тогда запас усталостной прочностиS=2,56>[S]=1,8.

Сечение 2

Концентратор напряжение - напрессовка подшипника на вал (табл.13)

; .

Масштабный фактор при изгибе и кручении (табл.14); ;.

Коэффициент качества поверхности при шлифовке посадочного места (табл.15) принимаем .

Определяем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению:

изгибу

кручению .

Амплитуда изгибных напряжений:



Номинальное напряжение кручения:

Амплитуда напряжений кручения:

Определяем коэффициент асимметрии цикла при кручении (табл.16):

Коэффициент запаса прочности при изгибе:

Коэффициент запаса прочности при кручении:

Запас прочности по усталости в сечении 2:

S=



Тогда запас усталостной прочностиS=1,95>[S]=1,8.



6. РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

Входной вал

1-й подшипник шариковый радиальный 311, из справочника находим, что:

Ресурс:

Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:

,где - коэффициент повышения грузоподъёмности;

- динамическая грузоподъёмность по каталогу.

Предварительно принимаем .

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

,

Эквивалентная нагрузка:



Тогда:

Долговечность подшипника обеспечена.

2-й подшипник роликовый 2111, из справочника находим, что:

Предварительно принимаем .

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

,

Эквивалентная нагрузка:

Тогда:

Долговечность подшипника обеспечена

Промежуточный вал

Два роликовых подшипника 7212, из справочника находим, что:

1-й подшипник 7212.

Предварительно принимаем .

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

,

Определим дополнительные силы:

Принимаем

Получаем:

.

Тогда:

Долговечность подшипника обеспечена.

2-й подшипник 7212

Предварительно принимаем .

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

,

Принимаем

Получаем:

.

Определим дополнительные силы:

Тогда:

Подшипник не проходит по долговечности. Поэтому принимаем , где - улучшение условий смазки, - применение подшипников из стали двойного(электрошлаково-го и вакуумно-дугового) переплава.

Тогда:

Долговечность подшипника обеспечена.

Выходной вал

Подшипники роликовые радиально-упорные №7217.

Динамическая грузоподъемность С = 130000 Н; коэффициент осевого нагружения e = 0,43, коэффициент осевой нагрузки Y = 1,33.

Пусть



- верно.

Определим долговечность подшипников выходного вала

Рассмотрим опору А.

,

т.е F_Aне снижает долговечность.

Эквивалентная динамическая нагрузка на опоре «В» выше, поэтому делаем проверку долговечности подшипника в этой опоре.

На долговечность проверим наиболее нагруженный подшипник

Предварительно принимаем коэффициент качества .

Условие долговечности подшипников выходного вала выполняется.



7. РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их - на изгиб и срез. Решающее значение имеет расчет на смятие. При расчете на смятие должно выполнять условие:

Где k=0,7…0,8 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий между зубьями;

z- число зубьев;

h=m- высота поверхности контакта эвольвентных зубьев;

m- модуль соединения;

l- рабочая длина зубьев;

-средний радиус поверхности контакта для эвольвентных зубьев;

По ГОСТ 21425 - 75

Произведем расчет на прочность шлиц входного вала

(D = 45

Т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность промежуточного вала

(D = 65

Т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность промежуточного вала

(D= 88

Т.е. необходимое условие прочности выполняется.



8. ВЫБОР, РАСЧЕТ И ОПИСАНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ И УПЛОТНЕНИЙ

Для уменьшения потерь мощности на трения и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты детали должны иметь смазку. Исходя из эксплуатационных требований, в качестве смазки назначено минеральное масло СМ-8.

Масло, поступающее в редуктор, делится на 3 потока. Два потока идут на смазку конических подшипников третьего вала и, далее, через отверстия в третьем валу стекает вниз, смазывая шлицевое соединение выходного вала с водилом и промежуточного вала с центральным колесом, одновременно попадая на верхний подшипник промежуточного вала. Для подшипников, установленных на сателлите и всей планетарной передачи предусмотрена система смазки через масляный коллектор. После этого поток направляется на верхний подшипник первого вала и в зубчатое соединение входного и промежуточного валов через отверстие в диафрагме.

Другой поток идет на смазку подшипника первого вала и зубьев вала-шестерни. Все потоки масла объединяются и частично попадают на нижнийподшипник второго вала. После этого масло удаляется из редуктора для его последующего охлаждения и очистки через сливной штуцер.

В процессе проектирования было учтено попадание масла на подшипники на внутреннюю часть тел качения под наиболее благоприятным углом подачи 20°.

На входном и выходном валах назначены манжетные уплотнения (ГОСТ 8752-79).



9. ПОРЯДОК СБОРКИ, РАЗБОРКИ И РЕГУЛИРОВКИ ЗАЗОРОВ В ЗАЦЕПЛЕНИИ И ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Регулирование осевой игры подшипников качения, а также положения шестерни на входном валу обеспечивают перемещением наружных колец подшипников набором металлических прокладок, установленных между стаканом и крышкой на входном валу.

Регулирование положения шестерни промежуточного вала осуществляется прокладками между ступицей и буртом вала.

Для регулирования положения подшипника установленного на выходном валу используется прокладка, установленная между буртиком вала и внутренним кольцом подшипника.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Результатом работы стало приобретение навыков расчета, проектирования и конструирования вертолетного редуктора, создание технологической документации, спецификации и сборочного чертежа спроектированного редуктора.

В работе спроектирован главный редуктор вертолета, произведен кинематический и энергетический расчеты привода, определены геометрические параметры, подсчитаны допускаемые изгибные и контактные напряжения, спроектирована система смазки, проведен расчет подшипников на долговечность, выполнен расчет шлицевых соединений.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Силаев, Б.М. Расчет и конструирование деталей авиационных механических передач: учеб.-справочное пособие / Б.М. Силаев - Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 2008 - 150 с.: ил.

2. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавскии?, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

3. Кудрявцев, В.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1980. - 464 с.: ил.

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

5. Керженков, А.Г. Расчет валов и осей на прочность и жесткость: Метод. указания / А.Г. Керженков, М.И. Курушин. - Куйбышев. авиац. ин-т. Куйбышев, 1990, - 30 с.

6. Кондаков, Л.А. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник / Л.А. Кондаков, А.И. Голубев, В.Б. Овандер и др.; Под общ. ред. А.И. Голубева, Л.А. Кондакова. - М.: Машиностроение, 1986. - 464 с., ил.

7. Циприн, А.М. Оси, валы и опоры качения: Пособие по расчету на прочность / А.М. Циприн, М.И. Курушин, Е.П. Жильников. - Куйбышев. авиац. ин-т. Куйбышев, 1976, - 73 с.

Размещено на Allbest.ru

...