Министерство образования Российской Федерации
Самарский Государственный Аэрокосмический Университет
имени академика С.П. Королёва
Кафедра основ конструирования машин
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К курсовому проекту по проектированию главного редуктора вертолета
Студент: Кондратенко Е.А. гр.1310
Руководитель проекта: Силаев Б.М.
Самара 2008
Техническое задание
/>
Кинематическая схема редуктора
Исходные данные:
Сила тяги на несущем винте 8,8 кН;
Несущая сила на винте 0,4 кН;
Частота вращения выходного вала 210 об/мин;
Мощность на выходном валу 120 кВт;
Частота вращения входного вала 1600 об/мин;
Расчетная долговечность 1300 ч;
Расстояние от плоскости подвески до несущего винта 650 мм;
Привод работает спокойно без толчков и вибраций. Режим нагружениянулевой.
Реферат
Пояснительная записка к курсовому проекту по проектированиюзубчатых передач.
Стр.40, рис.1, приложения, исп. источники 3.
Коническая передача, цилиндрическая передача, крутящиймомент, контактное напряжение, напряжение изгиба, коэффициент запаса,передаточное число, межосевое расстояние, вал, гайка, подшипник.
Разработана конструкция редуктора для передачи и усилениякрутящего момента с вала двигателя на винт. Обоснована целесообразностьиспользования цилиндрических колёс.
Содержание
Введение
1. Описание редуктора и принципа его работы
2. Кинематический и энергетический расчет редуктора
2.1 Разбивка общего передаточного отношения
2.2 Определение частот вращениявалов
2.3 Выбор КПД и определение мощностей на валах
2.4 Определение крутящих моментов на валах
3. Расчет цилиндрической передачи
3.1 Определение допускаемых контактных напряжений
3.2 Определение допускаемых напряжении изгиба
3.3 Определение основных габаритов передачи для второй ступени
3.4 Проверка передачи по контактной прочности
3.5 Проверка прочности при изгибе для второй ступени
3.6 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
4. Проверка на статическую прочность при перегрузке
5. Предварительное определение диаметров валов
6. Предварительный подбор подшипников
7. Определение усилий в зацеплениях
7.1. Определение усилий в зацеплениях на первой передаче
7.2. Определение усилий в зацеплениях на второй передаче
7.3 Определение реакций в опорах валов
7.3.1 Проверочный расчет валов на выносливость
7.4. Расчёт долговечности подшипников качения
8. Расчет шлицевых соединений
9. Система смазки
Заключение
Список использованных источников
Введение
Производственные процессы в большинстве отраслей народногохозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояниятесно связан с развитием машиностроения.
К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемоймашине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство ибезотказность обслуживания, надёжность и долговечность.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворятьряду критериев, важнейшие среди которых — прочность, надёжность,износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.
Зубчатые передачи в современной промышленности имеют важныезначения. Благодаря высокому КПД они широко применяются в технике В даннойработе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редукторвертолёта.
Курсовой проект по деталям машин является первойконструкторской работой студента и поэтому её значение весьма существенно. Изучениеоснов конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейшихузлов машин — приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом приконструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшейконструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальнымдисциплинам и дипломного проекта.
1. Описание редуктора и принципа его работы
В данной работе рассматривается главный редуктор вертолета. Входнаяконическая ступень. Вторая ступень — цилиндрическая. Редуктор предназначен дляпонижения оборотов и повышения крутящего момента на валах.
2. Кинематический и энергетический расчет редуктора2.1 Разбивка общего передаточного отношения
Общее передаточное число определяем по формуле
/>
частота вращения входного вала;
/> - частота вращения
/> несущего винта.
Для двухступенчатого редуктора
/>
где U1 — передаточноечисло первой ступени, U2 — передаточноечисло второй ступени.
В двухступенчатом цилиндрическом редукторе для рациональнойразбивки передаточных чисел рекомендуется эмпирическая зависимость />.
/>
Передаточное число второй ступени
/>
2.2 Определение частот вращения валов
Частоты вращения входного и выходного валов заданы
/> мин/> /> мин/>
Определяем частоту вращения промежуточного вала исходя изпередаточного отношения
/>
Для выбранного передаточного отношения />
/>2.3 Выбор КПД и определение мощностей на валах
Принимаем КПД для цилиндрической передачи передачи />, для конической передачи />. Мощность на валахопределяется по формуле:
/>
где /> - мощность на валу,
/> - мощность на предыдущем валу,кВт,
/> - КПД ступени.
Для выходного вала задана мощность Р/>=130 кВт.
Исходя из этого условия, определяем мощности на остальныхвалах:
/>
/>2.4 Определение крутящих моментов на валах
Определение крутящих моментов на всех валах редукторапроизводится по формуле:
/>
где Т — крутящий момент, Н×мм,
Р — мощность, кВт,
n — обороты вала, мин-1, Послеподстановки получим:
/>Н×мм
/>Н×мм
/>Н×мм
3. Расчет цилиндрической передачи3.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле
/>/>,
где
/> - базовыйпредел контактной выносливости, МПа,
коэффициент безопасности по контактным напряжениям,
/> - коэффициентдолговечности.
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
/>
где NH0 — базовое число циклов напряжений,
NHE — расчетноечисло циклов нагружений.
Расчетное число циклов для постоянного режима работы находимпо формуле:
/>
где n — частота вращения, об/мин,
th — долговечность, ч,
С — число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса.
Принимаем для цилиндрической передачи С=1.
Зубчатые колеса изготовляются из стали 12ХН4А стермообработкой зубьев цементацией на глубин (1,0. .1,2) мм. При этом твердостьповерхности составит 58. .63 HRC. Принимаем HRC=59.
Предел контактной выносливости поверхности зуба по /2/
/>МПа.
/>Коэффициент безопасности S н = 1,2.
Базовое число циклов нагружений при HRC³ 56 принимаем
Рассчитаем число циклов для первой и второй ступени
Расчетное число циклов для шестерни
/>
Расчетное число циклов для колеса
/>
Коэффициент долговечности для шестерни
/>.
Коэффициент долговечности для колеса
/>.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни
/>МПа.
Допускаемые контактные напряжения для колеса
/>МПа.
В качестве допускаемых контактных напряжений для передачипринимаем наименьшее значение />1206,877МПа.3.2 Определение допускаемых напряжении изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле
/>,
где
/> - базовый предел выносливости поизгибу, МПа,
/> - коэффициент безопасности понапряжениям изгиба,
/> - коэффициент долговечности,
/> - коэффициент, учитывающийусловия нагружения.
Для одностороннего нагружения зуба принимаем/>
Коэффициент долговечности определяем по формуле
/>
где
/> - базовое числоциклов нагружений,
/> - расчетноечисло циклов нагружений.
Расчетное число циклов для постоянного режима работы находимпо формуле
/>
Базовый предел выносливости по изгибу принимаем /> = 800 МПа.
Коэффициент безопасности />.
Базовое число циклов нагружений будет />.
Расчетное число циклов нагружений для шестерни
/>
Расчетное число циклов нагружений для колеса
/>
Коэффициент долговечности для шестерни
/>
Коэффициент долговечности для шестерни
/>
Принимаем значения этих коэффициентов равными единице.
Допускаемое напряжение для шестерни и колеса
/>МПа,
/>МПа.3.3 Определение основных габаритов передачи длявторой ступени
Определяем межосевое расстояние
/>
где /> — коэффициент ширины венцаотносительно межцентрового расстояния.
Принимаем K=1,3, yba = 0,3.Округляем до аw=227,69 мм.
Определяем рабочую ширину венца. yba = 0,3. т.к. шестернярасположена не симметрично относительно опор, а твердость поверхности зубьевНВ>350.
/>
Определяем модуль
/>мм.
Округляем модуль до ближайшего значения по ГОСТу: принимаем m= 6 мм.
Определяем число зубьев для шестерни
Округляем значение до ближайшего целого числа. Принимаем z1 = 19.
/>
Определяем диаметр делительной окружности шестерни
/>6 19=114 мм.
Определяем число зубьев для колеса
/>.
Принимаем z2 =58
Фактическое передаточное число
/>.
Погрешность
/>.3.4 Проверка передачи по контактной прочности
Определяем окружную скорость шестерни
/> м/c.
Принимаем Kv=1,2.
Определяем коэффициент ширины зубчатого венца относительногоделительного диаметра шестерни
/>
Принимаем Kb=1,1.
/>.
/>МПа.
/>=/>.
Контактное напряжение в зубьях находится в допустимыхпределах.3.5 Проверка прочности при изгибе для второйступени
Напряжение изгиба шестерни
/>,
где YF3=3,875,bw3=bw+1=69+1=70мм.
Напряжение изгиба зубчатого колеса
/>,
где YF4=3,61, bw4=bw=70мм.
Приведенные расчеты показывают, что напряжение изгиба меньшедопустимых значений.
3.6 Расчет геометрических параметров зубчатойпередачи
Определяем межосевое расстояние. Делительное межосевоерасстояние вычисляется по формуле
/> мм.
Тогда межосевое расстояние
/>,
где />;
/>;
/>.
Исходя из условий, получаем, что />=231 мм.
Определяем угол зацепления
/>
Тогда aw=20°.
Делительные диаметры
/>мм,
/> мм.
Основные диаметры /> мм. />мм.
Шаг делительный /> мм.
Шаг основной /> мм.
Диаметры начальных окружностей
/>/> мм.
/> мм.
Диаметры впадин
/>114-2 (1+0.25) 6=99мм,
/>348-2 (1+0.25) 6=333мм,
где />,
/>.
Диаметры вершин
/>462-333-2×6×0.25=126 мм,
/>462-99-2×6×0.25=360мм.
Делительная толщина зубьев
/> мм,
/> мм.
Основная толщина зуба
/> мм,
/> мм.
Толщина зубьев по окружности вершин
/> />,
/> />,
/> мм,
/> мм.
Толщина зуба по начальной окружности
/> мм,
/> мм.
Определяем радиус кривизны
/> мм
/> мм
Коэффициент перекрытия
/>.
Находим
/> мм
/> мм
Находим скорости скольжения
/>, м/с
/>, м/с
/>, м/с
/>. м/с
Длина общей нормали
/> мм,
где />
/> мм,
где />
4. Проверка на статическую прочность при перегрузке
Для второй ступени
/> H×мм,
/> МПа,
/> МПа,
/>.
Найдем максимальное напряжения изгиба при перегрузке
/> МПа,
/> МПа.
Для стали 12ХН4А с sв=1200МПа
/> МПа.
/>.
/>/>/>/>5.Предварительное определение диаметров валов
Для полного расчета вала на прочность необходимо знатьизгибающие и крутящие моменты, действующие на вал. В данный момент расчетанеизвестны изгибающие моменты. Для приближенного расчёта валов считаем, что онинагружены только крутящими моментами. При этом допускаемые напряжения крученияпринимаем заниженными.
Исходя из условия прочности вала только на кручение
/>,
где T — крутящий момент на валу,
Wr — моментсопротивления.
Для полого вала
/>,
где b = do ¤ d — коэффициент пустотелости.
Получаем
/>
Примем b = 0,8, [t ]= 65 Мпа для входного вала
Примем b = 0,75, [t ]= 75 Мпа для промежуточного вала
Примем b = 0,75, [t ]= 75 Мпа для выходного вала
Тогда:
/>;
/> мм
/>.
Принимаем диаметры валов из условий установки подшипниковкачения: d1 = 45 мм, d2 = 60 мм, d3 = 85 мм.
/>/>/>/>/>/>/>6.Предварительный подбор подшипников
Опоры входного вала-шестерни нагружены осевой и радиальнойсилой. Устанавливаем подшипники шариковый радиально-упорный с разрезнымвнутреннем кольцом №176311 и роликовый радиальный №2111.
Для промежуточного вала устанавливаем подшипники коническиерадиально-упорные подшипники №7212.
Опоры третьего вала воспринимают большие радиальные и осевыенагрузки от несущего винта и зубчатого колеса, поэтому устанавливаем коническиероликовые подшипники. По посадочному месту (d = 85 мм) предварительно принимаемроликовые конические подшипники №7217.
Табл.1Усл. обозначение C
C0 176311 65000 52600 2111 32000 24200 7212 72200 58400 7212 72200 58400 7217 109000 91000 7217 109000 91000
/>/>/>/>/>/>/>7.Определение усилий в зацеплениях
/>/>/> 7.1. Определение усилий в зацеплениях на первой передаче
Окружная сила Ft1 = 2 ∙ T1/d1,где T1 — максимальный момент на шестерне, Н ∙ м;
Ft=2∙0,941∙106 /120=15,69 ×кН.
Радиальная сила Fr1=Ft ∙ tg (a) ∙соsδ1,для стандартного угла a = 20° tg (a)= 0,36397, cos δ1=0,9257.
Fr1=15,69∙0,36397∙0,9257=5,286 кН.
Fа1=Ft1 ∙ tg (a) ∙sinδ1
Fа1=15.69∙0.36397∙0.3782=2,159 кН/>/>7.2. Определение усилий в зацеплениях на второй передаче
Окружная сила Ft3 = 2 ´ T2/d3, где T3 — максимальный момент на шестерне, Н ∙ м;
Ft3=2∙2,269∙106/114= 39,8кН.
Радиальная сила Fr3=Ft3 ´ tg (a)(для стандартного угла a = 20° tg (a)= 0,364.
Fr3=39,8∙0,364=14,49 кН.
/>/>/>/>/>/>/>7.3Определение реакций в опорах валов
Упрощенно представим вал в виде балки нагруженной осевыми,окружными и радиальными силами, действующими в зацеплениях. Расчёт ведётсяисходя из уравнений равновесия балки. Реакции опор определяем из уравненийстатического равновесия: сумма моментов внешних сил относительнорассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю. Входной вал:находим реакции опор. Схеманагружения в вертикальной плоскости.
∑МАв=0,RВв∙0,064+0,130-Fr∙0.019=0,RВв= 0,456 кН,
∑МВв=0,RАв∙0,064+0,130-Fr∙ (0,064-0,019)=0,RАв= 5,742 кН.
Схема нагруженияв горизонтальной плоскости.
∑МАг=0,RВг∙0,064-Ft∙0,019=0,RВг= 4,658 кН,
∑МВг=0,RАг∙0,064 — Ft∙ (0,064-0,019)=0,RАг=11,031 кН.
Осевая реакция А=Fa… Определяем изгибающие моменты.
М'В1= RАв∙0,019=0,109кН∙м, М''В1= — RВв∙(0,064-0,019) =0,021 кН∙м,
МГ1= RАг∙0,019=0,210 кН∙м.
Определяемсуммарные реакции опор.
RA=/> кН,
RВ=/> кН.
Определяемсуммарный момент.
М 'сум=/> кН∙м,
М ''сум= /> кН∙м.
Находимприведенные моменты.
М 'прив= /> кН∙м,
М ''прив= /> кН∙м.
Находим амплитудуприведенного момента
М 'пра=/> кН∙м
М ''пра= /> кН∙м
Промежуточный вал:
Находим реакцииопор.
Схема нагруженияв вертикальной плоскости.
∑МАв=0,RВв∙0,273-0,764-Fr2∙0,168+ Fr3∙0,086=0,RВв= 0,437 кН,
∑МВв=0,RАв∙0,273-0,764-Fr30,187+ Fr2∙0,105=0,RАв= 11,89 кН.
Схема нагруженияв горизонтальной плоскости.
∑МАг=0,RВг∙0,273-Ft2∙0,168+ Ft3∙0,187=0,RВг= 2,88 кН,
∑МВг=0,RАг∙0,273+Ft2∙0,105 — Ft3∙0,187=0,RАг=21,23 кН.
Определяемсуммарные реакции опор.
RA=/> кН,
RВ=/> кН.
Осевая реакция
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок вопорах.
/>, где е=tga=0.35
/> кН,
/> кН.
Fa2=5,286кН
SA>SB
SB — SA=6,222кН,
RaA=SA=7,068кН,
RaВ=SA — Fa2=1,782 кН,
Определяем изгибающие моменты.
М'В1= RАв∙0,086=1,02кН∙м,
МГ1= RАг∙0,086=1,83 кН∙м,
М''В2= — RВв (0,086+0,082) — Fr3∙0,082=0,81 кН∙м,
М'В2= — RВв∙0,105=0,05 кН∙м,
МГ2= — RВг∙0,105=0,3 кН∙м.
Определяемсуммарный момент.
М'сум1= /> кН∙м,
М ''сум2= /> кН∙м.
М''сум2= /> кН∙м.
Находимприведенные моменты.
М'прив1= /> кН∙м,
М''прив2= /> кН∙м.
М ''прив2= /> кН∙м.
Находим амплитудуприведенного момента
М 'пра=/> кН∙м
М''пра= /> кН∙м
М ''пра= /> кН∙м
Выходной вал:
Находим реакцииопор.
Схема нагруженияв вертикальной плоскости.
∑МАв=0,RВв∙0,282+Fн∙ (0,282+0,597) — Fr4∙0,095=0,RВв= 3,63 кН,
∑МВв=0,RАв∙0,282+Fн∙0,597-Fr4∙(0,282-0,095) =0,RАв= 10,46 кН.
Схема нагруженияв горизонтальной плоскости.
∑МАг=0,RВг∙0,282-Ft4∙0,095=0,RВг=13,41 кН,
∑МВг=0,RАг∙0,282 — Ft4∙ (0,282-0,095) =0,RАг=26,39 кН.
Определяемсуммарные реакции опор.
RA=/> кН,
RВ=/> кН.
Осевая реакция.
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок вопорах,
/>, где е=tga=0,43
/> кН,
/> кН.
Fт=8,8 кН
SA>SB
SB — SA=4,501кН,
RaA=SВ+Fт=13,113 кН,
RaВ=SВ =4,312 кН,
Определяем изгибающие моменты.
М'В1= RАв∙0,095=0,994кН∙м,
МВ2= Fн ∙0,597=0,24 кН∙м,
МГ1= RАг∙0,095=2,6 кН∙м.
Определяемсуммарный момент.
М 'сум=/> кН∙м,
М ''сум= /> кН∙м.
Находимприведенные моменты.
М 'прив= /> кН∙м,
М ''прив= /> кН∙м.
Находим амплитудуприведенного момента
М 'пра=/> кН∙м
М ''пра= /> кН∙м
Входной вал:
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения шестерня.
Кσ=2,5, где Кσ — эффективныйкоэффициент концентрации напряжений.
Определяем допускаемое напряжение при расчете на статическуюпрочность
[σ] Ι=/>,где ST=2, />
[σ] Ι=/> МПа.
При проектировочном расчете запас усталостной прочностипринимаем равным S=2
Допускаемое напряжение при расчете на усталостную прочность
[σ] Ι Ι Ι=/> МПа,
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочность
/> м.
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочность
/>м
Промежуточный вал:
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения шлицыКσ=2,5.
[σ] Ι Ι Ι=/> МПа
Проверяем опасное сечение концентратор напряжениянапряженная посадка ступицы на валКσ=4,5
[σ] Ι Ι Ι=/> МПа
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения шестерняКσ=2,5.
[σ] Ι Ι Ι=/> МПа
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочностьпо шлицам
/> м.
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочностьпо шестерне
/> м.
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочностьпо шлицам
/>м
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочностьпо напряженной посадки ступицы на вал
/>м
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочностьпо шестерне
/>м
Выходной вал:
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения шлицыКσ=2,5.
[σ] Ι Ι Ι=/> МПа
Проверяем опасное сечение концентратор напряжениянапряженная посадка ступицы на валКσ=4,5
[σ] Ι Ι Ι=/> МПа
Проверяем опасное сечение концентратор напряжениянапряженная посадка кольца подшипника на валКσ=4,5
[σ] Ι Ι Ι=/> МПа
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочностьпо шлицам
/> м.
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочностьпо кольцу подшипника
/> м.
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочностьпо шлицам
/>м
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочностьпо напряженной посадки ступицы на вал
/>м
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочностьпо кольцу подшипника
/>м7.3.1 Проверочный расчет валов на выносливость
Входной вал:
Проверяем запас прочности по приделу выносливости в сечениегде концентратор напряжения является шестерня
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу Кσ=1,735 по кручению Кτ=1,59
Значение масштабных факторов по изгибу εσ=0,62по кручению ετ=0,74, d=120 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8.
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии циклапри кручении принимаем ψτ=0,15
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
/> м3
/> м3
Так как действующая нагрузка неподвижна относительнокорпуса, дисбалансная нагрузка отсутствует, а осевую нагрузку в следствиималости не принимаем в расчет, средние напряжение цикла можно принять равнымнулю, т.е. σср=0. Определяем запас усталостной прочности пошестерне.
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Проверяем сечение где концентратор напряжений являетсягалтель R=2 мм d1=55мм, d2=61мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу Кσ=1,735 по кручению Кτ=2,21
Значение масштабных факторов по изгибу εσ=0,7по кручению ετ=0,76, d=55 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
/> м3
/> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Определяем в этом сечение запас статической прочности попределу текучести: минимальное напряжение изгиба
/> МПа,
максимальное напряжение кручения
/> МПа
Коэффициенты запаса прочности составляют:
/>
/>
/>
Что значительно выше допустимых
Промежуточный вал:
Проверяем сечение где концентратором напряжений являетсяшлицы
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу Кσ=1,75 по кручению Кτ=1,6
Значение масштабных факторов по изгибу εσ=0,67по кручению ετ=0,74, d=65 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8.
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии циклапри кручении принимаем ψτ=0,15
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
/> м3
/> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Проверяем сечение где концентратором напряжений являетсянапрессованное зубчатое колесо
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу кσ/εσ=3,98 по кручению кτ/ετ=2,83
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8
/> м3
/> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Проверяем сечение где концентратором напряжений являетсяшестерня
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу Кσ=1,75 по кручению Кτ=1,6
Значение масштабных факторов по изгибу εσ=0,64по кручению ετ=0,72, d=100 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8.
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии циклапри кручении принимаем ψτ=0,15
/> м3
/> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Проверяем сечение где концентратор напряжений являетсягалтель R=1,5 мм d1=65мм, d2=114мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу Кσ=3 по кручению Кτ=2,5
Значение масштабных факторов по изгибу εσ=0,67по кручению ετ=0,74, d=65 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
/> м3
/> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Что меньше допускаемого. Применяем в качестве упрочняющейтехнологии дробеструйную обработку, что повысит придел выносливости на 70%. S=1,7∙S=2.85
Определяем в этом сечение запас статической прочности попределу текучести: минимальное напряжение изгиба
/> МПа,
максимальное напряжение кручения
/> МПа
Коэффициенты запаса прочности составляют:
/>
/>
/>
Что является выше допустимого
Выходной вал:
Проверяем сечение где концентратором напряжений являетсяшлицы
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу Кσ=1,75 по кручению Кτ=1,6
Значение масштабных факторов по изгибу εσ=0,64по кручению ετ=0,72, d=86 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8.
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии циклапри кручении принимаем ψτ=0,15
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
/> м3
/> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Проверяем сечение где концентратором напряжений являетсянапрессованное зубчатое колесо. Значение эффективных коэффициентов концентрациипринимаем по изгибу кσ/εσ=3,98 покручению кτ/ετ=2,83
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8
/> м3, /> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Проверяем сечение где концентратором напряжений являетсянапрессованное кольцо подшипника
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу кσ/εσ=4,1 по кручению кτ/ετ=3
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=1
/> м3
/> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Проверяем сечение где концентратор напряжений являетсягалтель R=2 мм d1=92мм, d2=100мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем поизгибу Кσ=2,66 по кручению Кτ=2,4
Значение масштабных факторов по изгибу εσ=0,64по кручению ετ=0,72, d=92 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности εn=0,8
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
/> м3
/> м3
Амплитуда изгибных напряжений
/> МПа;
Номинальное (средние) напряжение кручения
/> МПа;
амплитуда напряжений кручения
/> МПа
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
/>
Определяем коэффициент запаса при кручение
/>
Запас прочности по усталости в данном сечение
/>
Определяем в этом сечение запас статической прочности попределу текучести: минимальное напряжение изгиба
/> МПа,
максимальное напряжение кручения
/> МПа
Коэффициенты запаса прочности составляют:
/>
/>
/>
Что является выше допустимого
Все опасные сечения были проверены на выносливость/>/>/>.7.4. Расчёт долговечности подшипников качения
Для всех подшипников принимаем:
Кинетический коэффициент V=1, т.к в каждом случае вращаетсявнутреннее кольцо, а наружное неподвижно относительно приложенной нагрузки;
Коэффициент безопасности Kd = 1,2;
Температурный коэффициент Kt = 1.
/>/>/>Расчет долговечностиподшипников входного вала
Выбраны подшипники — 176311 и 2111
Опора 176311 шарикоподшипник радиально — упорный, егодинамическая грузоподъемность равна С=65000 Н, статическая С0=52600Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
/>,
/>,
/> Н
Долговечность подшипника равна:
/> млн. обр.
/> чth=1600 ч
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем болеекачественную подшипниковую сталь электрошлакового переплава, которая повыситгрузоподъёмность подшипника на 20%.
/> млн. обр,
/> ч. > th=1600 ч.
Значит устанавливаем окончательно подшипник 176311.
Опора 2111 роликоподшипник радиальный, его динамическаягрузоподъемность равна С=32000 Н, статическая С0=24020 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
/> Н
Долговечность подшипника равна:
/> млн. обр.
/> ч> th=1600 ч
Расчет долговечности подшипников промежуточного вала
Выбраны подшипники — 7212 и 7212
Опора 7212 конический роликоподшипник радиально — упорный,его динамическая грузоподъемность равна С=72200 Н, статическая С0=58400Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
/>,
/>,
/> Н
Долговечность подшипника равна:
/> млн. обр.
/> чth=1600 ч
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем: болеекачественную подшипниковую сталь двойного (электрошлакового + вакуумно — дугового) переплава, которая повысит грузоподъёмность подшипника на 50%.
/> млн. обр,
/> ч. > th=1600 ч.
Значит устанавливаем окончательно подшипник 7212 из сталидвойного (электрошлакового + вакуумно-дугового) переплава.
Опора 7212 конический роликоподшипник радиальный, егодинамическая грузоподъемность равна С=72200 Н, статическая С0=58400Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
/> Н
Долговечность подшипника равна:
/> млн. обр.
/> ч> th=1600 ч
В целях унификации окончательно устанавливаем подшипник 7212
Расчет долговечности подшипников выходного вала
Выбраны подшипники — 7217 и 7217
Опора 7217 конический роликоподшипник радиально — упорный,его динамическая грузоподъемность равна С=109000 Н, статическая С0=91400Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
/>,
/>,
/> Н
Долговечность подшипника равна:
/> млн. обр.
/> ч> th=1600 ч
Значит устанавливаем окончательно подшипник 7217.
Опора 7217 конический роликоподшипник радиальный, егодинамическая грузоподъемность равна С=109000 Н, статическая С0=91400Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
/> Н
Долговечность подшипника равна:
/> млн. обр.
/> ч> th=1600 ч
В целях унификации окончательно устанавливаем подшипник 7212
8. Расчет шлицевых соединений
Шлицевые соединения рассчитываются на напряжения смятия:
/>,
Где R — средний радиус шлицев; f — коэффициент высоты профиля; i =0,8 для шлицеввоспринимающих нагрузку; L — длина шлицев.
Допускаемое напряжение смятия [σсм] =100МПа.
Входной вал:
Модуль m=2 мм; число зубьев Z=22; L=45 мм.
/>.
Промежуточный вал:
Модуль m=2 мм; число зубьев Z=32; L=65 мм
/>.
Выходной вал:
Модуль m=3 мм; число зубьев Z=29; L=68 мм
/>
Модуль m=3 мм; число зубьев Z=22; L=70 мм
/>
9. Система смазки
Для смазывания зубчатых передач, подшипников качения,шлицевых соединений применяем циркуляционную систему смазки. Масло из поддонаредуктора поступает по системе каналов к точкам смазывания ответственных узловподшипников и зубчатых колес охлаждая и защищая от разрушения, горячие маслосливается обратно в поддон где охлаждается до нужной температуры после чегопроцесс повторяется. В качестве смазочного материала выбираем минеральное маслоМН-7,5У ГОСТ 17748-72 которое наилучшим образом подходит под наши требования.
В качестве уплотнительных устройств применяем манжетныеуплотнения из-за их надежности.
Заключение
В данной работе произведён расчёт конической ицилиндрической зубчатых передач редуктора вертолёта. Выбран материал длязубчатых колёс и определены допускаемые напряжения. Определены геометрическиепараметры зубчатых передач. Выполнены кинематический и энергетический расчётыредуктора. Проведена проверка прочности зубчатых передач по контактным иизгибным напряжениям. Выполнена проверка на статическую прочность приперегрузке. Проведен подбор и расчет подшипников на долговечность,проектировочный и проверочные расчеты валов, расчет шлицевых соединений,резьбовых, продумана система смазки, уплотнения.
Список использованных источников
1. “Оси, валы и опоры качения" А.М.Циприн, М.И. Курушин, Е.П. Жильников. Куйбышев, КуАИ, 1976.
2. ”Подшипники качения" Справочник-каталог.Под. ред.В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского.М., Машиностроение, 1984.
3. ”Конструирование узлов и деталеймашин" П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. М., Выс. шк., 1985
4. ”Курсовое проектирование деталеймашин" В.Н. Кудрявцев и др., Л., Машиностроение, 1984.
5. ”Расчёт на прочностьцилиндрической зубчатой передачи с использованием ЭВМ “ Электроника ДЗ-28 ".
6. ”Курсовое проектирование подеталям машин для авиационных специальностей".
7. “Расчет соединения вал-ступица ",Метод. указания.