Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «Самарский национальный исследовательский университет имени академика С.П. Королёва» (Самарский университет)

Институт ракетно-космической техники

Кафедра основ конструирования машин

Расчётно-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»

Проектирование главного редуктора вертолёта

Выполнил студент

группы 1308-240501D Пашков Д.А.

Проверил профессор Самсонов В.Н.

САМАРА 2019



Задание №5, Вариант №3

Спроектировать коническо-планетарный двигатель

- тяга несущего винта;

- продольная сила несущего винта;

- частота вращения выходного вала;

- мощность на выходном валу;

- частота вращения входного вала;

- срок службы редуктора;

- расстояние от плоскости вращения винта вертолета.

Рисунок 1 Кинематическая схема редуктора

Таблица 1

Исходные данные

кН	, кН	, мин-1	, кВт	, кВт	, мин-1	, мин-1	, ч	, мм	Режим работы
32,0	0,90	190	200	20	1700	1700	1000	600	3

Режим нагружения нулевой

Примечания:

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

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



Реферат

редуктор передача двигатель конструкция

Курсовой проект.

Пояснительная записка: 89 с., N рисунков, N источников, N приложение.

Графическая часть: 2 листа А1, 4 листа А3, 3 листа А4.

Редуктор, подшипник, гайка, болт, вал, корпус, зубчатое колесо.

Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Выполнен кинематический, энергетический расчёт редуктора вертолёта. Произведён подбор чисел зубьев зубчатых колёс, определены основные габариты передач, произведена проверка редуктора на контактную и изгибную прочности. Произведена оценка диаметров валов, рассчитаны на долговечность подшипники. Рассчитаны на прочность валы и шлицевые соединения. Обоснована целесообразность использования зубчатых колёс.



Содержание

Введение

1. Кинематический и энергетический расчеты редуктора

1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

1.2 Определение частот вращения редуктора

1.3 Выбор КПД и определение мощностей на валах

1.4 Определение крутящих моментов на валах

2. Расчет зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.4 Расчет конической передачи

2.4.1 Определение основных параметров конической передачи из условий контактной прочности

2.4.2 Определение модуля и числа зубьев

2.4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.4.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу

2.4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

2.4.6 Определение геометрических параметров передачи

2.5 Расчет планетарной передачи

2.5.1 Определение габаритов передачи “a-g”

2.5.2 Определение модуля зацепления

2.5.3 Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений

2.5.4 Определение геометрических размеров передачи

2.5.5 Определение ширины коронки колеса «b»

2.5.6 Определение геометрических размеров передачи

2.5.7 Проверочный расчёт передачи на усталость по изгибу

2.5.8 Проверочный расчёт передачи на статическую прочность при перегрузках

2.6 Расчет конической передачи

2.6.1 Определение основных параметров конической передачи из условий контактной прочности

2.6.2 Определение модуля и числа зубьев

2.6.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.6.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу

2.6.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

2.6.6 Определение геометрических параметров передачи

3. Определение усилий в зацеплении

3.1 Расчет усилий в зацеплении конической передачи

3.2 Расчет усилий в зацеплении планетарной передачи

3.3 Расчет усилий в зацеплении конической передачи хвостового винта

4. Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода

4.1 Предварительное определение диаметров валов и осей

4.2 Предварительный подбор подшипников качени

5. Расчет входного вала

5.1 Определение реакций в опорах

5.2 Расчёт подшипников

5.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

5.4 Расчёт на усталостную прочность

6. Расчет промежуточного вала

6.1 Определение реакций в опорах

6.2 Расчёт подшипников

6.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

6.4 Расчёт на усталостную прочность

7. Расчет оси сателлита

7.1 Определение реакций в опорах

7.2 Расчёт подшипников

7.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

7.4 Расчёт на усталостную прочность

8. Расчет выходного вала

8.1 Определение реакций в опорах

8.2 Расчёт подшипников

8.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

8.4 Расчёт на усталостную прочность

9. Расчёт выходного (хвостового) вала

9.1 Определение реакций в опорах

9.2 Расчёт подшипников

9.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

9.4 Расчёт на усталостную прочность

10 Расчет шлицевых соединений

11 Расчет болтов крепления редуктора к подредукторной раме

12 Система смазки и суфлирования

13 Сборка-разборка редуктора. регулировка зазоров в подшипниках и зацеплении колёс

Заключение

Список использованных источников

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 расчет редуктора

1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

Общее передаточное число определяем по формуле:

где - частота вращения входного вала,

- частота вращения выходного вала.

Для двухступенчатого редуктора:

где - передаточное число первой (конической) ступени,

- передаточное число второй (планетарной) ступени.

В двухступенчатом коническо-планетарном редукторе c отбором мощности на хвостовой винт для рациональной разбивки передаточных чисел принимаем передаточные отношения для конической и планетарной передач, согласно рекомендации [2]:

Передаточные отношения между колесами в планетарной передаче:

где - передаточное отношение от солнечного колеса к сателлиту в обращенном движении;

- передаточное отношение от сателлита к корончатому колесу в обращенном движении.

1.2 Определение частот вращения редуктора

Согласно исходным данным:

Частоту вращения промежуточного вала в относительном движении определяем, исходя из передаточного отношения:

Частота вращения в обращенном движении солнечного колеса:

Частота вращения в обращенном движении корончатого колеса:



Частота вращения в обращенном движении сателлита:

Передаточное отношение редуктора хвостового винта:

1.3 Выбор КПД и определение мощностей на валах

Так как передача авиационная, она требует обеспечения высокой надежности, работает с умеренными скоростями и высокими нагрузками, то согласно рекомендации [1] для всех зубчатых колес выбираем 7-ю степень точности. Принимаем КПД для конической ступени , а КПД для планетарной ступени определим по формуле:

- ориентировочное значение КПД для цилиндрической ступени, принимаемое из диапазона 0,98..0,99.

Мощности на валах определяем по формуле:

где - мощность на валу, кВт;

- мощность на последующем валу, кВт;

- КПД ступени.

Для выходного вала задана мощность

1.4 Определение крутящих моментов на валах

Определение крутящих моментов на всех валах редуктора осуществляется по

где - мощность на валу, кВт;

- частота вращения вала, об/мин;

- крутящий момент, .

После подстановки получим:

Крутящий момент на выходном валу хвостового винта:

Крутящий момент на входе в редуктор хвостового винта:

Число сателлитов определим по формуле:

Т.к. число сателлитов и редуктор имеет одно плавающее центральное колесо, то коэффициент неравномерности.

Крутящий момент, передаваемый одним потоком передачи от солнечного колеса к сателлиту, равен:

Крутящий момент, передаваемый от сателлита к корончатому колесу, равен:



2. Расчет зубчатых передач редуктора

2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки

Так как передача авиационная, требующая обеспечения высокой надежности, малой массы и габаритов, то для всех зубчатых колес привода выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой - цементацией, заготовка - штамповка; механические свойства приведены в таблице 3 (согласно рекомендации [1]).

Таблица 3

Механические свойства стали

Марка стали	Вид термообработки	Механические характеристики
		Твердость зубьев	Предел прочности , МПа	Предел текучести , МПа
		на поверхности	в середине
12Х2Н4А	Цементация	HRC 58...63	HRC 35...40	1200	1000

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле

,

где j - номер зубчатого колеса;

- базовый предел выносливости;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент долговечности.

Так как для всех зубчатых колес материал одинаковый, то согласно рекомендации [2] имеем:

,

Т.к. заготовка - штамповка, то согласно рекомендации [2] имеем:

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

где - базовое число циклов перемены напряжений;

- расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме.

т.к. HRC > 56, то, согласно рекомендации [2] имеем:

Расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме определяется по формуле:

(1)

где - число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса;

и - частота вращения и время работы.

Согласно заданию имеем нулевой режим нагружения.

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

Для шестерни «1»:



Для колеса «2»:

Для шестерни «3»:

Для колеса «4»:

Для центрального колеса «a»:

.

Для сателлитов «g»:

.

Для корончатого колеса «b»:

.

Сравним расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме с базовым числом циклов перемены напряжений.

Так как , то .

Для остальных колес имеем:

Тогда допускаемые напряжения будут равны:

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

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле

,

где j - номер зубчатого колеса;

- базовый предел выносливости;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент долговечности.

Так как для всех зубчатых колес материал одинаковый, то согласно рекомендации [2] имеем:

,

Коэффициент безопасности согласно рекомендации [2] имеем:

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

где - базовое число циклов перемены напряжений;

- расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме.

Базовое число циклов перемены напряжений согласно рекомендации [2] имеем:

,

Расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме определяется по формуле:

,

где - число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса;

и - частота вращения и время работы.

Согласно заданию имеем нулевой режим нагружения.

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

Для шестерни «1»:

Для колеса «2»:

Для шестерни «3»:

Для колеса «4»:

Для центрального колеса «a»:

.

Для сателлитов «g»:

.

Для корончатого колеса «b»:

.

Сравним расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме с базовым числом циклов перемены напряжений.

Так как , то .

Согласно рекомендации [2] имеем: ;

Тогда допускаемые напряжения будут равны:

2.4 Расчёт конической передачи

2.4.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности

Согласно рекомендации [1] принимаем коэффициент нагрузки; коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния для ортогональной передачи (У>90?).

Угол делительного конуса шестерни определяем по формуле:

Угол делительного конуса колеса определяем по формуле:

Внешний делительный диаметр для шестерни определим по формуле



Внешнее конусное расстояние определяется по формуле:

Ширина зубчатого венца

2.4.2 Определение модуля и числа зубьев

Коэффициент формы зуба для 7-ой степени точности равен

Модуль зацепления вычисляется по формуле:

Округляем до ближайшего целого значения по ГОСТ 9563-60.

Получаем

Определяем число зубьев шестерни по формуле:

Округляем до целого

Определяем число зубьев зубчатого колеса по формуле:

Округляем до целого

Определяем фактическое передаточное число:

Определяем погрешность вычисления:

Погрешность находится в допустимых пределах.

Средний окружной модуль:

Средний делительный диаметр шестерни:

2.4.3 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

Определяем окружную скорость на делительном диаметре шестерни по формуле:

Определяем коэффициент ширины зубчатого венца:

Согласно рекомендации [1](См. приложение 5 стр.25) при

где коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

начальный коэффициент концентрации нагрузки.

при расположении шестерни симметрично относительно опор и

коэффициент динамической нагрузки.

для 7-ой степени точности, HB>350 и при окружной скорости

Определяем коэффициент нагрузки:

Расчётное контактное напряжение вычисляется по формуле:

Определяем погрешность:

Контактное напряжение находится в допустимых пределах, так как

2.4.4 Проверочный расчёт передачи на усталость по изгибу

коэффициент, учитывающий наклон зубьев. Согласно рекомендации [1] так как

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Согласно рекомендации [1] для прямозубых колес

Так как передача коническая прямозубая, то эквивалентное число зубьев будет равно:

Согласно рекомендации [1], для , 7-й степени точности и

Согласно рекомендации [1], для , 7-й степени точности и Расчетное напряжение изгиба зубьев шестерни вычисляется по формуле:

Расчетное напряжение изгиба зубьев колеса вычисляется по формуле:

Проверка прочности расчетного напряжения изгиба:

Условие прочности выполняется.

2.4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

Найдём максимальные контактное напряжение при перегрузке:

так как способ обработки-цементация.

условие прочности выполняется.

Найдём максимальные напряжения изгиба при перегрузке:

Для стали 12ХН4А с

Условие прочности выполняется.

2.4.6 Определение геометрических размеров передачи

Внешний делительный диаметр для шестерни и колеса:

Среднее 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 Расчёт планетарной передачи

2.5.1 Определение габаритов передачи “a-g”

Принимаем предварительный коэффициент нагрузки Принимаем предварительный коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра

Так как

Делительный диаметр центрального колеса вычисляется по формуле:

Рабочая ширина венца зубчатого колеса:

Принимаем значение

Вычислим коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра:

Согласно рекомендации [2] коэффициент неравномерности нагрузки при равен

Окружная скорость вычисляется по формуле:

Согласно рекомендации [2] коэффициент динамической нагрузки для 7-ой степени точности при окружной скорости равен

Вычислим коэффициент нагрузки:

Так как то принимаем новое значение и пересчитаем все параметры:

Принимаем значение

2.5.2 Определение модуля зацепления

Согласно рекомендации [2] минимальное допустимое значение модуля при поверхностном упрочнении цементацией

Согласно рекомендации [2] предварительный коэффициент формы зуба

Допускаемое изгибное напряжение:

Так как

Вычислим предварительный модуль зацепления:

Принимаем модуль зацепления по ГОСТ 9563-60 [2] (См. приложение 2 стр.19):

Вычислим предварительное количество зубьев солнечного колеса «а»:

Так как то округляем до целого

Согласно рекомендации[2] коэффициент формы зуба

2.5.3 Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений

Принимаем за количество зубьев солнечного колеса «а»:

так как

Вычисляем предварительный коэффициент:

Округляем до целого

Число зубьев корончатого колеса «b»:

Предварительное число зубьев сателлитов «g»:

Получили целое.

Число зубьев сателлитов «g»:

Вычислим передаточное отношение планетарной передачи:

Отклонение:

Так как то передаточное отношение a-g в относительном движении (при остановленном водиле H):

Передаточное отношение g-b в относительном движении (при остановленном водиле H):

2.5.4 Определение геометрических размеров передачи

Делительное межосевое расстояние и межосевое расстояние:

Делительный диаметр солнечного колеса «а»:

Делительный диаметр сателлита «g»:

Делительный диаметр корончатого колеса «b»:

Диаметр вершин зубьев солнечного колеса «а»:

Диаметр вершин зубьев сателлита «g»:



Диаметр вершин зубьев корончатого колеса «b»:

Нормальная толщина зубьев солнечного колеса «а»:

Нормальная толщина зубьев сателлита «g»:

Нормальная толщина зубьев корончатого колеса «b»:

2.5.5 Определение ширины коронки «» колеса «»

Коэффициент формы зуба центрального колеса «b» вычисляется по формуле:

Рабочая ширина венца зубчатого колеса из расчета на изгибающую прочность:



Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Рабочая ширина венца зубчатого колеса из расчета на контактную прочность:

Так как , то

Округляем до целого

2.5.6 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

Принимаем за

Передаточное отношение:

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Предел контактной выносливости поверхности зуба:

2.5.7 Проверочный расчёт передачи на усталость по изгибу

Согласно рекомендации [2] коэффициент формы зуба солнечного колеса «а»:

полученный при линейной интерполяции.

Согласно рекомендации [2] коэффициент форму зуба сателлита «g»: полученный при линейной интерполяции.

Предел изгибной выносливости поверхности зуба солнечного колеса «а»:

Предел изгибной выносливости поверхности зуба сателлита «g»

условие выполняется.

условие выполняется.

2.5.8 Проверочный расчёт передачи на статическую прочность при перегрузках

Определяем максимальное расчетное контактное напряжение:

где

Следовательно, получаем:

Определяем максимальное контактное напряжение исходя из условий обработки:

так как способ обработки - цементация.

Определяем максимальное допустимое напряжение по изгибу:

Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу:

2.6 Расчёт конической передачи

2.6.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности

Согласно рекомендации [1] принимаем коэффициент нагрузки; коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния для ортогональной передачи (У=90?).

Угол делительного конуса шестерни определяем по формуле:

Угол делительного конуса колеса определяем по формуле:

Внешний делительный диаметр для шестерни определим по формуле

Внешнее конусное расстояние определяется по формуле:

Ширина зубчатого венца

2.6.2 Определение модуля и числа зубьев

Коэффициент формы зуба для 7-ой степени точности равен

Модуль зацепления вычисляется по формуле:

Округляем до ближайшего целого значения по ГОСТ 9563-60.

Получаем

Определяем число зубьев шестерни по формуле:

Округляем до целого

Определяем число зубьев зубчатого колеса по формуле:

Округляем до целого

Определяем фактическое передаточное число:

Определяем погрешность вычисления:

Погрешность находится в допустимых пределах.

Средний окружной модуль:

Средний делительный диаметр шестерни:



2.6.3 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

Определяем окружную скорость на делительном диаметре шестерни по формуле:

Определяем коэффициент ширины зубчатого венца:

Согласно рекомендации [1](См. приложение 5 стр.25) при

где коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

начальный коэффициент концентрации нагрузки.

при расположении шестерни симметрично относительно опор и

коэффициент динамической нагрузки.

для 7-ой степени точности, HB>350 и при окружной скорости

Определяем коэффициент нагрузки:

Расчётное контактное напряжение вычисляется по формуле:



Определяем погрешность:

Контактное напряжение находится в допустимых пределах, так как

2.6.4 Проверочный расчёт передачи на усталость по изгибу

коэффициент, учитывающий наклон зубьев. Согласно рекомендации [1] так как

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Согласно рекомендации [1] для прямозубых колес

Так как передача коническая прямозубая, то эквивалентное число зубьев будет равно:

Расчетное напряжение изгиба зубьев шестерни вычисляется по формуле:

Расчетное напряжение изгиба зубьев колеса вычисляется по формуле:

Проверка прочности расчетного напряжения изгиба:

Условие прочности выполняется.

2.6.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

Найдём максимальные контактное напряжение при перегрузке:

так как способ обработки-цементация.

условие прочности выполняется.

Найдём максимальные напряжения изгиба при перегрузке:

Для стали 12ХН4А с

Условие прочности выполняется.

2.6.6 Определение геометрических размеров передачи

Угол делительного конуса шестерни определяем по формуле:

Угол делительного конуса колеса определяем по формуле:

Внешний делительный диаметр для шестерни и колеса:

Внешнее конусное расстояние определяется по формуле:

Среднее 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:



3. Определение усилий в зацеплениях

3.1 Расчёт 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. Изобразим коническую передачу с углами делительных конусов и . Построим зацепление эквивалентных колес и картину зацепления в нормальном сечении А-А.

Рисунок 3 Схема сил в зацеплении конической передачи

Полное усилие в зацеплении направлено по линии зацепления, как общей нормали к профилю. Разложим на составляющие.

Определение окружной силы:

Определение полного усилия в зацеплении

Определение радиальной и осевой составляющих в зацеплении конических колес

3.2 Расчёт усилий в зацеплении планетарной ступени

Окружные усилия в зацеплении планетарной ступени (см. рисунок 4) определяются по формулам:

Рисунок 4 Схема сил в зацеплении планетарной передачи

Так как , получаем .

Тогда

3.3 Расчёт усилий в зацеплении конической передачи хвостового винта

Условно принимаем, что равнодействующая сил, действующих по линии контакта зубьев конического колеса, приложена в среднем сечении зуба в полюсе зацепления. Изобразим коническую передачу с углами делительных конусов и . Построим зацепление эквивалентных колес и картину зацепления в нормальном сечении А-А.

Рисунок 5 Схема сил в зацеплении конической передачи

Полное усилие в зацеплении направлено по линии зацепления, как общей нормали к профилю. Разложим на составляющие.

Определение окружной силы:



Определение полного усилия в зацеплении

Определение радиальной и осевой составляющих в зацеплении конических колес



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 [5]

где - крутящий момент;

- коэффициент пустотелости;

- допускаемое напряжение кручения.

Для первого вала принимаем

Для второго вала принимаем

Для третьего вала принимаем

Для четвёртого вала принимаем

4.2 Предварительный подбор подшипников качения

На первый вал действуют радиальная, осевая и окружная силы конической передачи. Для восприятия осевой силы выбираем шариковый радиально-упорный подшипник лёгкой узкой серии № 46208. Для обеспечения возможности температурных перемещений второй выбирается роликовый радиальный подшипник лёгкой серии с короткими цилиндрическими роликами без бортов на внутреннем кольце лёгкой узкой серии № 32208.

На второй вал действуют радиальная, осевая и окружная силы конических передач. Для восприятия осевой силы выбираем шариковый радиально-упорный подшипник лёгкой узкой серии № 46211. Для обеспечения возможности температурных перемещений второй выбирается роликовый радиальный подшипник лёгкой серии с короткими цилиндрическими роликами без бортов на внутреннем кольце лёгкой узкой серии № 32211.

На четвёртый вал действуют радиальная, осевая и окружная силы конической передачи. Для восприятия осевой силы выбираем шариковый радиально-упорный подшипник лёгкой узкой серии № 46206. Для обеспечения возможности температурных перемещений второй выбирается роликовый радиальный подшипник лёгкой серии с короткими цилиндрическими роликами без бортов на внутреннем кольце лёгкой узкой серии № 32206.

На третий вал действуют продольная сила и тяга несущего винта. Для выходного вала устанавливаем роликовые радиально-упорные подшипники № 7219.

Параметры подшипников согласно данным [4] приведены в таблице 2.

Таблица 2

Параметры подшипников

Подшипник	Диаметр внутренний, мм	Диаметр наружный, мм	Ширина, мм	Динамическая грузоподъёмность, Н
46208	40	80	18	36800
32208	40	80	13	41800
46211	55	100	21	50300
32211	55	100	21	56100
46206	30	62	17	14000
32206	30	62	17	16800
7219	95	170	34,5	168000



5. Расчёт входного вала

5.1 Определение реакций в опорах

Валы редуктора представляют в виде балок, нагруженных внешними силами. Расчётная схема входного вала представлена на рисунке 1.

Рисунок 1 Расчётная схема

Определение реакций опор в плоскости ZОX.

Сумма моментов относительно опоры 1:

;

Сумма моментов относительно опоры 2:

;

Определение реакций опор в плоскости ZOY.

Сумма моментов относительно опоры 1:



;

Сумма моментов относительно опоры 2:

;

Н.

Реакция в опоре 1:

Реакция в опоре 2:

Определение реакций по оси Z.

;



5.2 Расчёт подшипников

Расчёт подшипника в опоре 1.

Долговечность шарикового подшипника:

,

где - динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников;

- коэффициент, учитывающий температурный режим работы;

- эквивалентная нагрузка;

- частота вращения вала.

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 коэффициент вращения принимаем .



Эквивалентная нагрузка:

,

где - коэффициент вращения;

- радиальная нагрузка на подшипник;

- коэффициент безопасности.

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипника:

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

Расчёт подшипника в опоре 2.

Долговечность роликового подшипника:

.

Предварительно принимаем .

Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:



Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

,

где - радиальная нагрузка на подшипник.

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Долговечность подшипника:

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

5.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZОX.

,.

,.

Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZOY.

,.

,.

Построение эпюр крутящих и суммарных изгибающих моментов.

Н^.мм.

Рисунок 2 Эпюра крутящих и суммарных изгибающих моментов

5.4 Расчёт на усталостную прочность

Для каждого опасного сечения определяется коэффициент запаса усталостной прочности:

,

где - коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям.

Полученный коэффициент запаса сравнивают с допускаемым .

При простом нагружении, когда нагрузки возрастают пропорционально передаваемому крутящему моменту, запасы прочности определяются по максимальным напряжениям:

; ,

где и - пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении соответственно;

и - амплитудные значения циклов напряжения при изгибе и кручении соответственно;

и - средние значения циклов напряжения при изгибе и кручении соответственно;

и - суммарные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно;

и - коэффициенты асимметрии циклов напряжения при изгибе и кручении соответственно.

Суммарные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении:



; ,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров при изгибе и кручении соответственно;

- коэффициент шероховатости поверхности;

- коэффициент, учитывающий влияние поверхностного упрочнения.

Для любого i^го сечения:

; ; ; ,

где и - амплитудные значения изгибающего и крутящего моментов в i^том сечении соответственно;

и - средние значения изгибающего и крутящего моментов в i^том сечении соответственно;

и - моменты сопротивления при изгибе и кручении в i^том сечении соответственно;

- осевая сила, вызывающая напряжения растяжения в i^том сечении;

- площадь i^того сечения.

Коэффициенты асимметрии циклов напряжения при изгибе и кручении:



; .

Средние значения изгибающего момента принимаются равными нулю:.

Средние значения крутящего момента:.

Амплитудные значения изгибающего момента принимаются равными действующим:.

Амплитудные значения крутящего момента: ,

где - доля дополнительного крутящего момента от крутильных колебаний.

МПа - предел прочности;

МПа - предел выносливости при изгибе;

МПа - предел выносливости при кручении;

- минимально допустимый запас прочности;

- доля дополнительного крутящего момента от крутильных колебаний.

Определение запаса прочности в сечении А-А (галтель).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от , и предела прочности определяем

;

.

В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем



;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.

Определение запаса прочности в сечении Б-Б (галтель).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от , и предела прочности определяем

;

.

В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем



;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.

Определение запаса прочности в сечении В-В (посадка).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от диаметра, типа посадки и предела прочности определяем

; .

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.



6. Расчёт промежуточного вала

6.1 Определение реакций в опорах

Расчётная схема представлена на рисунке 3.

Рисунок 3 Расчётная схема

Определение реакций опор в плоскости ZОX.

Сумма моментов относительно опоры 1:

;

Сумма моментов относительно опоры 2:

;

Определение реакций опор в плоскости ZOY.

Сумма моментов относительно опоры 1:

;

Сумма моментов относительно опоры 2:

;

Реакция в опоре 1:

Реакция в опоре 2:

Определение реакций по оси Z.

;

6.2 Расчёт подшипников

Расчёт подшипника в опоре 1.

Предварительно принимаем .

Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность подшипника:

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

Расчёт подшипника в опоре 2.

Предварительно принимаем .

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце принимаем .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Долговечность подшипника:

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

6.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZОX.

,.

,.

Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZOY.

,.

,.

Построение эпюр крутящих и суммарных изгибающих моментов.

.

Рисунок 4 Эпюра крутящих и суммарных изгибающих моментов

6.4 Расчёт на усталостную прочность

МПа - предел прочности;

МПа - предел выносливости при изгибе;

МПа - предел выносливости при кручении;

- минимально допустимый запас прочности;

- доля дополнительного крутящего момента от крутильных колебаний.

Определение запаса прочности в сечении А-А (шлицы).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.

Определение запаса прочности в сечении Б-Б (галтель).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от , и предела прочности определяем

;

.

В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.

Определение запаса прочности в сечении В-В (посадка).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от диаметра, типа посадки и предела прочности определяем



;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.



7. Расчёт оси сателлита

7.1 Определение реакций в опорах

Расчётная схема представлена на рисунке 5.

Рисунок 5 Расчётная схема

Определение реакций опор в плоскости ZОX.

7.2 Расчёт подшипников

Предварительно принимаем .

Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

При вращающемся наружном и неподвижном внутреннем кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:



Н.

Долговечность подшипника:

ч.

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

7.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZОX.

,.

,.

,.

Рисунок 6 Эпюра изгибающих моментов в плоскости ZОX



7.4 Расчёт на прочность

МПа - предел прочности;

МПа - предел текучести;

- минимально допустимый запас прочности;

МПа.

.



8. Расчёт выходного вала

8.1 Определение реакций в опорах

Расчётная схема представлена на рисунке 7.

Рисунок 7 Расчётная схема

Определение реакций опор в плоскости ZOY.

Сумма моментов относительно опоры 1:

;

Н.

Сумма моментов относительно опоры 2:

;

Н.

Реакция в опоре 1:

Н.

Реакция в опоре 2:

Н.

Определение реакций по оси Z.

Осевые силы подшипника 1 и 2:

Н;

Н.

.

Осевые силы в опоре 1 и 2:

Н;

Н.

8.2 Расчёт подшипников

Расчёт подшипника в опоре 1.

Предварительно принимаем .

Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .



.

Эквивалентная нагрузка:

,

где - коэффициент осевой нагрузки.

Согласно [4] .

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

Н.

Долговечность подшипника:

ч.

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

Расчёт подшипника в опоре 2.

Предварительно принимаем .

Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

Н.

Долговечность подшипника:

ч.

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

8.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

,.

,.

Рисунок 8 Эпюра крутящих и изгибающих моментов



8.4 Расчёт на усталостную прочность

МПа - предел прочности;

МПа - предел выносливости при изгибе;

МПа - предел выносливости при кручении;

- минимально допустимый запас прочности;

- доля дополнительного крутящего момента от крутильных колебаний.

Определение запаса прочности в сечении А-А (резьба).

мм².

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от упрочнения определяем



.

.

.

.

.

Определение запаса прочности в сечении Б-Б (поперечные отверстия).

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от и предела прочности определяем

;

.

В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.

Определение запаса прочности в сечении В-В (посадка).

мм³.

мм².

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от диаметра, типа посадки и предела прочности определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.



9. Расчёт выходного (хвостового) вала

9.1 Определение реакций в опорах

Валы редуктора представляют в виде балок, нагруженных внешними силами. Расчётная схема выходного вала представлена на рисунке 9.

Рисунок 9 Расчётная схема

Определение реакций опор в плоскости ZОX.

Сумма моментов относительно опоры 1:

;

Н.

Сумма моментов относительно опоры 2:

;

Н.

Определение реакций опор в плоскости ZOY.

Сумма моментов относительно опоры 1:



;

Н.

Сумма моментов относительно опоры 2:

;

Н.

Реакция в опоре 1:

Н.

Реакция в опоре 2:

Н.

Определение реакций по оси Z.

;

Н.



9.2 Расчёт подшипников

Расчёт подшипника в опоре 1.

Долговечность шарикового подшипника:

,

где - динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников;

- коэффициент, учитывающий температурный режим работы;

- эквивалентная нагрузка;

- частота вращения вала.

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 коэффициент вращения принимаем .



, тогда согласно [4] .

.

Эквивалентная нагрузка:

,

где - коэффициент вращения;

- радиальная нагрузка на подшипник;

- коэффициент безопасности.

Согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

Н.

Долговечность подшипника:

ч.

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

Расчёт подшипника в опоре 2.

Долговечность роликового подшипника:

,

Предварительно принимаем .

Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:

Н.

Для температуры подшипника согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

,

где - радиальная нагрузка на подшипник.

При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце .

Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем .

Эквивалентная нагрузка:

Н.

Долговечность подшипника:

ч.

Расчётная долговечность меньше требуемого ресурса. Тогда применяем подшипник класса точности 5. Тогда можно принять .

Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:

Н.

Долговечность подшипника:

ч.

Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.

9.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZОX.

,.

,.

Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZOY.

,.

,.

Построение эпюр крутящих и суммарных изгибающих моментов.

Н^.мм.



Рисунок 10 Эпюры крутящих и изгибающих моментов

9.4 Расчёт на усталостную прочность

МПа - предел прочности;

МПа - предел выносливости при изгибе;

МПа - предел выносливости при кручении;

- минимально допустимый запас прочности;

- доля дополнительного крутящего момента от крутильных колебаний.

Определение запаса прочности в сечении А-А (галтель).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от , и предела прочности определяем

;

.

В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем



;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.

Определение запаса прочности в сечении Б-Б (галтель).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от , и предела прочности определяем

;

.

В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем



;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.

Определение запаса прочности в сечении В-В (посадка).

мм³.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н^.мм.

Н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В зависимости от диаметра, типа посадки и предела прочности определяем

;

.

В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем

.

В зависимости от предела прочности определяем

;

.

В зависимости от упрочнения определяем

.

.

.

.

.



10. Расчет шлицевых соединений

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

.

Здесь ; - коэффициент неравномерности нагрузки, .

По ГОСТ 21425 .

Произведем расчет на прочность шлиц входного вала (, ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц хвостового вала , :

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц промежуточного вала, :

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц выходного вала, :

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.



11. Расчёт болтов крепления редуктора к подредукторной раме

Расчёт проводится на ЭВМ. Исходные данные и результаты расчёта приведены ниже.



12. Система смазки и суфлирования

Для смазывания зубчатых передач, подшипников качения, шлицевых соединений применяем циркуляционную систему смазки. Масло из бака подаётся насосом под давлением МПа к форсункам, направленным непосредственно в зацепление зубчатых колёс и подшипники входного и выходного валов. Тем самым обеспечивается полностью гидродинамическая смазка, что обеспечивает в свою очередь долговечность работы узлов трения. Из узлов трения масло сливается в нижнюю часть корпуса, откуда через штуцер откачивается насосом обратно в бак. В откачивающей магистрали масло фильтруется от продуктов износа и охлаждается до температуры .

В качестве смазочного материала выбрано синтетическое масло Б-3В, обладающее хорошей смазывающей способностью и высокой термостабильностью при температурах .

В качестве уплотнительных устройств применены манжетные уплотнения. Для нормальной работы уплотнений в конструкции редуктора предусмотрен суфлёр для сообщения полостей редуктора с атмосферой.



13. Сборка-разборка редуктора. регулировка зазоров в подшипниках и зацеплении колёс

В корпус поз. 3 запрессовываются стаканы поз. 10, 11, 13, в корпус поз. 2 - стаканы поз. 10, 12. В корпус подшипника поз. 4 устанавливается стакан поз. 14. На входной вал-шестерню поз. 7 напрессовываются внутренние кольца подшипников поз. 43, 45. Данные кольца подшипников затягиваются гайками поз. 36. На промежуточный вал-шестерню поз. 6 напрессовывается зубчатое колесо поз. 9, затем напрессовываются внутренние кольца подшипников поз. 44, 46, которые затягиваются гайками поз. 37. На выходной вал поз. 5 напрессовывается зубчатое колесо поз. 8, затем напрессовываются внутренние кольца подшипников поз. 47, которые затягиваются гайками поз. 38.

Далее осуществляется совместная сборка корпуса поз. 3, вал-шестерни поз. 6, выходного вала поз. 5 и наружные кольца подшипников поз. 44, 46. Аналогично собирается детали с корпусом поз. 2. Далее корпуса поз. 2, 3 центрируются штифтами поз. 68 и затягиваются резьбовыми соединениями поз. 32, 35. В корпус поз. 3 устанавливается входной вал-шестерня поз. 7 и корпус подшипника поз. 4.

В крышки входного и выходного валов поз. 15, 19 устанавливаются манжеты поз. 41, 42. Манжеты фиксируются разрезными кольцами поз. 39, 40. После этого устанавливаются все крышки в корпуса и затягиваются гайками.

В корпус поз. 3 вворачивается штуцер поз. 57 слива масла, а в корпус поз. 2 - суфлёр поз. 1. Штуцер и суфлёр для предотвращения отворачивания стопорятся контровочной проволокой.

Осевое положение вал-шестерни поз. 10 регулируется толщиной прокладки поз. 43, а колеса поз. 11 толщиной прокладки поз. 41. Положение пятна контакта контролируется по краске.

Осевая игра подшипников поз. 63, 65 обеспечивается толщиной прокладок поз. 40, 42.

Зазоры в роликовых конических подшипниках поз 68 выходного вала обеспечиваются затяжкой гайки поз. 53 при сборке.



Заключение

В данной работе произведён прочностной и геометрический расчёт конической и планетарной зубчатых передач главного редуктора вертолёта. В результате определена окончательная компоновка основных деталей редуктора, обеспечивающая приемлемые массогабаритные характеристики. Проведены расчёты на прочность и долговечность, удовлетворяющие условиям работоспособности.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Курсовое проектирование по деталям машин для авиационных специальностей: Метод. указания/Сост. Е.П. Жильников, А.М. Циприн, М.И. Курушин; Под ред. Д.Е. Чегодаева; Куйбышев. авиац. ин-т, Куйбышев, 1990, 19 с., ил.;

2. Расчёт на прочность конической зубчатой передачи на ЭВМ: Метод. указания/Сост. Е.П. Жильников, С.И. Шубин, А.Н. Тихонов; Самар. гос. аэрокосм. ун-т, Самара, 1993, 22с., ил;

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

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

5. Расчёт и проектирование валов, осей и опор качения авиационных редукторов: учеб. пособие/В.Б. Балякин, Е.П. Жильников. Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 2007, 60 с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...