Двухступенчатый соосный редуктор для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт
Кинематический и энергетический расчет редуктора. Допускаемые контактные напряжения цилиндрической передачи. Проектирование второго варианта передач редуктора. Расчет долговечности подшипников качения. Расчет болтов крепления редуктора к раме вертолета.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 23.02.2012 |
| Размер файла | 964,3 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Кинематическая схема редуктора
Исходные данные :
Сила тяги на несущем винте 8,5 кН
Несущая сила на винте 0,5 кН
Частота вращения выходного вала 250 об/мин
Мощность на выходном валу 150 кВт
Частота вращения входного вала 1800 об/мин
Расчетная долговечность 12000 ч
Расстояние от плоскости подвески до несущего винта 500 мм
Привод работает спокойно без толчков и вибраций.
Режим нагружения нулевой .
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 важные значения. 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.
Реферат
Курсовой проект.
Пояснительная записка : 41 с., 3 рис., 1 табл.
РЕДУКТОР, ПОДШИПНИК, ГАЙКА, БОЛТ, ВАЛ, КОРПУС, ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО.
Разработана конструкция двухступенчатого соосного редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Проведены проверочные расчёты передач,, колёс, валов, подшипников, шлицов.
- Содержание
- 1. Описание редуктора и принципа его работы
- 2. Кинематический и энергетический расчёт редуктора
- 2.1 Разбивка общего передаточного отношения
- 2.2 Определение частот вращения
- 2.3 Определение КПД ступеней и мощностей на валах
- 2.4 Определение крутящих моментов на валах
- 3. Расчёт цилиндрической передачи
- 3.1 Определение допускаемых контактных напряжений
- 3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
- 3.3 Определение основных параметров первой ступени передачи
- 3.3.1 Определение межосевого расстояния
- 3.3.2 Определение рабочей ширины венца
- 3.4 Определение модуля и чисел зубьев колёс
- 3.4.1 Определение модуля
- 3.4.2 Число зубьев
- 3.5 Определение геометрических размеров передачи
- 3.6 Проверка контактной прочности
- 3.7 Проверка прочности при изгибе
- 3.7.1 Напряжение изгиба первого колеса
- 3.7.2 Напряжение изгиба второго колеса
- 3.8 Определение основных параметров второй ступени передачи
- 3.8.1 Определение межосевого расстояния
- 3.8.2 Определение рабочей ширины венца
- 3.9 Определение модуля и чисел зубьев колёс
- 3.9.1 Определение модуля
- 3.9.2 Число зубьев
- 3.10 Определение геометрических размеров передачи
- 3.11 Проверка контактной прочности
- 3.12 Проверка прочности при изгибе
- 3.12.1 Напряжение изгиба третьего колеса
- 3.12.2 Напряжение изгиба четвёртого колеса
- 4. Проектирование второго варианта передач редуктора
- 4.1 Разбивка общего передаточного отношения
- 4.2 Определение частот вращения
- 4.3 Определение крутящих моментов на валах
- 5. Расчёт цилиндрической передачи
- 5.1 Определение допускаемых контактных напряжений
- 5.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
- 5.3 Определение основных параметров первой ступени передачи
- 5.3.1 Определение межосевого расстояния
- 5.3.2 Определение рабочей ширины венца
- 5.4 Определение модуля и чисел зубьев колёс
- 5.4.1 Определение модуля
- 5.4.2 Число зубьев
- 5.5 Определение геометрических размеров передачи
- 5.6 Проверка контактной прочности
- 5.7 Проверка прочности при изгибе
- 5.7.1 Напряжение изгиба первого колеса
- 5.7.2 Напряжение изгиба второго колеса
- 5.8 Определение основных параметров второй передачи
- 5.8.1 Определение рабочей ширины венца
- 5.9 Определение модуля и чисел зубьев колёс
- 5.9.1 Определение модуля
- 5.9.2 Число зубьев
- 5.10 Определение геометрических размеров передачи
- 5.11 Проверка контактной прочности
- 5.12 Проверка прочности при изгибе
- 5.12.1 Напряжение изгиба третьего колеса
- 5.12.2 Напряжение изгиба четвёртого колеса
- 6. Выбор наиболее удачного варианта передач редуктора
- 7. Предварительное определение диаметров валов
- 8. Расчет валов и подбор подшипников
- 9. Определение усилий в зацеплениях
- 9.1 Первая передача
- 9.2 Вторая передача
- 10. Определение реакций в опорах валов
- 11. Расчёт долговечности подшипников качения
- 11.1 Подшипники входного вала
- 11.2 Подшипник промежуточного вала
- 11.3 Подшипник промежуточного вала
- 11.4 Подшипник выходного вала
- 12. Проверочный расчёт валов
- 12.1 Входной вал
- 12.2 Промежуточный вал
- 12.3 Выходной вал
- 13. Проверочный расчёт болтов крепления редуктора к раме вертолета
- 14. Расчёт шлицевых соединений
- 15. Заключение
- 16. Список литературы
- Приложение
1. Описание редуктора и принципа его работы
В данной работе проектируется двухступенчатый цилиндрический редуктор . Выходная ступень выполнена по консольной схеме . Обе ступени - цилиндрические прямозубые.
2. Кинематический и энергетический расчёт редуктора
2.1 Разбивка общего передаточного отношения
Общее передаточное отношение определяем по формуле / 1/
U ред = n вх / n вых,
где n вх - частота вращения на входе,
n вых - несущего винта .
U ред = .
Для двухступенчатого редуктора
U ред = U 1 U 2,
где U 1 - передаточное число первой ступени,
U 2 - передаточное число второй ступени .
В двухступенчатом цилиндрическом реддукторе для рациональной разбивки передаточных чисел рекомендуется эмпирическая зависимость / 1/ :
U 1 =
поэтому принимаем
U 1 = ;
U 2 = .
2.2 Определение частот вращения
Частота вращения входного и выходного валов задана
n вх = 1800 (мин-1) ; n вых = 250 (мин-1) .
Частоту вращения промежуточного вала определяем, исходя из передаточного отношения
n 2 = (мин-1) .
2.3 Определение КПД ступеней и мощностей на валах
Принимаем КПД для первой и второй цилиндрических передач 1 = 2= 0,99 .
Для третьего вала задана мощность P 3 = 130 ( кВт ) .
Исходя из этого условия определяем мощности на остальных валах :
для второго P 2 = 131,3 (кВт),
для первого P 1 = 132,6 (кВт) .
2.4 Определение крутящих моментов на валах
Определение крутящих моментов на всех валах редуктора производится по формуле / 1/
T = ,
где Т - крутящий момент, Н мм .
Принимаем
T 1 = Н мм,
T 2 = Н мм,
T 3 = Н мм,
3. Расчёт цилиндрической передачи
3.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле
[ H ] =,
где [ H ] - допускаемое контактное напряжение,
H lim b - базовый предел контактной выносливости(базовое предельное нагружение), МПа,
S H - коэффициент запаса по контактным напряжениям,
K HL - коэффициент долговечности .
Выбираем материал для зубчатых колёс : легированая сталь 12Х2Н4А, HRC=58...63 с термообработкой цементацией на глубину 1,2... 1,0 мм. Принимая HRC=59 получим :
МПа.
Коэффициент запаса S H = 1,2...1,35, принимаем SH=1.2 .
Коэффициент долговечности определяется по формуле
,
где N H0 - базовое число циклов нагружений,
N HE - расчетное число циклов нагружений .
Расчетное число циклов ( для постоянного режима работы ) находим по формуле
где n - частота вращения, об/мин ;
t h - долговечность, часов;
C=1 - число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса .
Базовое число циклов нагружений при HRC 58 NH0 = 12 107 .
Расчетное число циклов :
Коэффициент долговечности :
,
,
.
Допускаемые контактные напряжения :
МПа,
МПа,
МПа . В качестве допускаемых контактных напряжений для 1 передачи принимаем
МПа,
а для 2 передачи
МПа.
3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле
,
где [ F ] - допускаемое напряжение изгиба,
F lim b - предел выносливости изгиба, МПа,
S F - коэффициент запаса по напряжениям изгиба,
K FL - коэффициент долговечности .
Предел выносливости изгиба поверхности зуба F lim b =800 МПа; коэффициент запаса SF=1.7.
Базовое число циклов нагружений NF0 = 4 106 .
Расчетное число циклов :
Коэффициент долговечности
, принимаем равным 1;
, принимаем равным 1;
, принимаем равным 1.
- нагружение одностороннее.
Допускаемые напряжения изгиба
МПа .
3.3 Определение основных параметров первой ступени передачи
3.3.1 Определение межосевого расстояния
Коэффициент нагрузки К=1,4, ba= 0,25 - колёса расположены несимметрично.
мм. Округляем до 160 мм.
3.3.2 Определение рабочей ширины венца
ba =0,3, т.к. шестерня расположена несимметрично и HB>350.
bw=aw ba=160 0,3 = 48
3.4 Определение модуля и чисел зубьев колёс
3.4.1 Определение модуля .
YF=4.08 - для 6-й степени точности
Принимаем : m = 3.5 - соответствует ГОСТу.
3.4.2 Число зубьев .
Общее:
Для шестерни : .
Принимаем : z1 = 29 .
Для колеса z2= z - z1 = 92-29 = 63
Фактическое передаточное число .
3.5 Определение геометрических размеров передачи
мм
Диаметр шестерни : мм.
Диаметр колеса : мм.
3.6 Проверка контактной прочности
Окружная скорость :
м/с.
Согласно 1,табл.9 Кv = 1,25 .
Согласно 1,табл.10 K = 1,05 .
K=KV K=1,25 1,02=1,3125
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колёс
Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев
Недогрузка небольшая.
3.7 Проверка прочности при изгибе
3.7.1 Напряжение изгиба первого колеса :
3.7.2 Напряжение изгиба второго колеса :
Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.
3.8 Определение основных параметров второй ступени передачи
3.8.1 Определение межосевого расстояния
Коэффициент нагрузки К=1,61, ba= 0,3 - колёса расположены несимметрично.
мм.
3.8.2 Определение рабочей ширины венца
ba =0,3, т.к. шестерня расположена несимметрично и HB>350.
bw= -
принимаем 142 мм.
3.9 Определение модуля и чисел зубьев колёс
3.9.1 Определение модуля
YF=4.08 - для 6-й степени точности
мм
Принимаем: m = 4,5
3.9.2 Число зубьев .
Для шестерни:
принимаем: z1 = 17.
Для колеса
.
Фактическое передаточное число .
3.10 Определение геометрических размеров передачи
мм
мм
мм
мм
мм
мм
Диаметр шестерни : мм.
Диаметр колеса : мм.
3.11 Проверка контактной прочности
Окружная скорость :
м/с.
Согласно 1,табл.9 Кv = 1,15
Согласно 1,табл.10 K = 1,4 .
K=KV K=1,15 1,4=1,61
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колёс
Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев
Недогрузка небольшая.
Для 2 колеса
Окружная скорость :
м/с.
Согласно 1,табл.9 Кv = 1,15
Согласно 1,табл.10 K = 1,1 .
K=KV K=1,15 1,1=1,265
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колёс
Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев
3.12 Проверка прочности при изгибе
3.12.1 Напряжение изгиба третьего колеса
3.12.2 Напряжение изгиба четвёртого колеса :
Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.
4. Проектирование второго варианта передач редуктора
4.1 Разбивка общего передаточного отношения
Общее передаточное отношение определяем по формуле / 1/
U ред = n вх / n вых,
где n вх - частота вращения на входе,
n вых - несущего винта .
U ред = .
Для двухступенчатого редуктора
U ред = U 1 U 2,
где U 1 - передаточное число первой ступени,
U 2 - передаточное число второй ступени .
В двухступенчатом цилиндрическом реддукторе для рациональной разбивки передаточных чисел рекомендуется эмпирическая зависимость / 1/ :
U 1 =
поэтому принимаем
U 1 = ;
U 2 = .
4.2 Определение частот вращения
Частота вращения входного и выходного валов задана
n вх = 1800 (мин-1) ; n вых = 250 (мин-1) .
Частоту вращения промежуточного вала определяем, исходя из передаточного отношения
n 2 = (мин-1) .
4.3 Определение крутящих моментов на валах
Определение крутящих моментов на всех валах редуктора производится по формуле / 1/
T = ,
где Т - крутящий момент, Н мм .
Принимаем
T 1 = Н мм,
T 2 = Н мм,
T 3 = Н мм,
5. Расчёт цилиндрической передачи
5.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле
[ H ] =,
где [ H ] - допускаемое контактное напряжение,
H lim b - базовый предел контактной выносливости(базовое предельное нагружение), МПа,
S H - коэффициент запаса по контактным напряжениям,
K HL - коэффициент долговечности .
Выбираем материал для зубчатых колёс : легированая сталь 12Х2Н4А, HRC=58...63 с термообработкой цементацией на глубину 1,2... 1,0 мм. Принимая HRC=59 получим :
МПа.
Коэффициент запаса S H = 1,2...1,35, принимаем SH=1.2 .
Коэффициент долговечности определяется по формуле
,
где N H0 - базовое число циклов нагружений,
N HE - расчетное число циклов нагружений .
Расчетное число циклов ( для постоянного режима работы ) находим по формуле
где n - частота вращения, об/мин ;
t h - долговечность, часов;
C=1 - число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса .
Базовое число циклов нагружений при HRC 58 NH0 = 12 107 .
Расчетное число циклов :
Коэффициент долговечности :
,
,
.
Допускаемые контактные напряжения :
МПа,
МПа,
МПа . В качестве допускаемых контактных напряжений для 1 передачи принимаем МПа,
а для 2 передачи МПа.
5.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле
,
где [ F ] - допускаемое напряжение изгиба,
F lim b - предел выносливости изгиба, МПа,
S F - коэффициент запаса по напряжениям изгиба,
K FL - коэффициент долговечности .
Предел выносливости изгиба поверхности зуба F lim b =800 МПа; коэффициент запаса SF=1.7.
Базовое число циклов нагружений NF0 = 4 106 .
Расчетное число циклов :
Коэффициент долговечности
, принимаем равным 1;
, принимаем равным 1;
, принимаем равным 1.
- нагружение одностороннее.
Допускаемые напряжения изгиба
МПа .
5.3 Определение основных параметров первой ступени передачи
5.3.1 Определение межосевого расстояния
Коэффициент нагрузки К=1,375, ba= 0,3 - колёса расположены несимметрично.
мм.
округляем до 191 мм.
5.3.2 Определение рабочей ширины венца
ba =0,3, т.к. шестерня расположена несимметрично и HB>350.
bw=aw ba=191 0,3 = 57
5.4 Определение модуля и чисел зубьев колёс
5.4.1 Определение модуля
YF=4.08 - для 6-й степени точности
Принимаем : m = 3.5 - соответствует ГОСТу.
5.4.2 Число зубьев
Общее:
Для шестерни : . Принимаем : z1 = 26 .
Для колеса z2= z - z1 = 109-26 = 83
Фактическое передаточное число .
5.5 Определение геометрических размеров передачи
мм
Принимаем мм
Диаметр шестерни : мм.
Диаметр колеса : мм.
5.6 Проверка контактной прочности
Окружная скорость :
м/с.
Согласно 1,табл.9 Кv = 1,25 .
Согласно 1,табл.10 K = 1,10 .
K=KV K=1,25 1,10=1,375
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колёс
Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев
Недогрузка небольшая.
5.7 Проверка прочности при изгибе
5.7.1 Напряжение изгиба первого колеса :
5.7.2 Напряжение изгиба второго колеса :
Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.
5.8 Определение основных параметров второй передачи
5.8.1 Определение рабочей ширины венца .
ba =0,3, т.к. шестерня расположена несимметрично и HB>350.
bw= -
принимаем 74 мм.
5.9 Определение модуля и чисел зубьев колёс
5.9.1 Определение модуля
YF=4.08 - для 6-й степени точности
редуктор рама крепление вертолет
мм
Принимаем: m = 6
5.9.2 Число зубьев .
Для шестерни: принимаем: z1 = 20.
Для колеса .
Фактическое передаточное число .
5.10 Определение геометрических размеров передачи
мм
мм
мм
мм
мм
мм
Диаметр шестерни : мм.
Диаметр колеса : мм.
5.11 Проверка контактной прочности
Окружная скорость :
м/с.
Согласно 1,табл.9 Кv = 1,15
Согласно 1,табл.10 K = 1,1 .
K=KV K=1,15 1,1=1,265
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колёс
Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев
Недогрузка небольшая.
Для 2 колеса
Окружная скорость :
м/с.
Согласно 1,табл.9 Кv = 1,15
Согласно 1,табл.10 K = 1,1 .
K=KV K=1,15 1,1=1,265
5.12 Проверка прочности при изгибе
5.12.1 Напряжение изгиба третьего колеса
5.12.2 Напряжение изгиба четвёртого колеса
Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.
6. Выбор наиболее удачного варианта передач редуктора
Оценить объём двухступенчатого редуктора можно по формуле
Расчёты проведены для трёх вариантов :
редуктор соосный с прямозубыми колесами (см. п.2.,3.);
редуктор соосный с прямозубыми колесами(см. п.4.,5.);
Определим относительный объём редуктора для этих вариантов :
1. мм3
2. мм3.
На основании проведенных расчетов можно сделать вывод, что оптимальной является второй вариант редуктора, т.к. в этом случае относительный объём редуктора минимальный.
7. Предварительное определение диаметров валов
Для полного расчета вала на прочность необходимо знать изгибающие и крутящие моменты, действующие на вал. В данный момент расчета неизвестны изгибающие моменты. Для приближенного расчёта валов считаем, что они нагружены только крутящими моментами. При этом допускаемые напряжения кручения принимаем заниженными.
Исходя из условия прочности вала только на кручение
,
где T - крутящий момент на валу,
W - момент сопротивления .
Для полого вала
,
где do d - коэффициент пустотелости.
Получаем
Примем 0,8, = 80 МПа .
Тогда :
;
;
.
Принимаем диаметры валов из условий установки подшипников качения :
d 1 = 45 мм, d 2 = 65 мм, d 3 = 85 мм .
8. Расчет валов и подбор подшипников
Опоры входного вала-шестерни нагружены радиальной силой . Устанавливаем подшипники №1 и №2 шариковые радиальные 409, зафиксированные по наружному и внутреннему диаметрам .
Аналогично для промежуточного вала устанавливаем подшипник №3 шариковый радиальный 413, зафиксированный по наружному и внутреннему диаметрам, подшипник №4 устанавливаем радиальный роликовый 3262.
Опоры третьего вала воспринимают большие радиальные и осевые нагрузки от несущего винта и зубчатого колеса, поэтому устанавливаем конические роликовые подшипники по схеме в распор. По посадочному месту ( d = 85 мм ) предварительно принимаем роликовые конические подшипники №27317.
|
Усл.обозначение |
C |
C0 |
X |
Y |
e |
|
|
409 |
60400 |
46400 |
0,56 |
2,3 |
0,19 |
|
|
409 |
60400 |
46400 |
0,56 |
2,3 |
0,19 |
|
|
413 |
113000 |
101000 |
0,56 |
0,87 |
0,68 |
|
|
3262 |
152000 |
129000 |
1 |
0 |
0 |
|
|
27317 |
165000 |
146000 |
0,71 |
0,79 |
0,76 |
|
|
27317 |
165000 |
146000 |
0,71 |
0,79 |
0,76 |
Табл.1
9. Определение усилий в зацеплениях
9.1 Первая передача
Окружная сила Ft = 2 T1 / d1, где T1 - момент на колесе, Н м ;
кН.
Радиальная сила Fr=Ft tg(),для стандартного угла = 20 tg() = 0,364 .
Fr=15630*0,364=5687 Н.
9.2 Вторая передача
Окружная сила
Ft = 2 T4 / d4,
где T4 - момент на колесе, Н м ;
Ft=2*2443100/120=40718Н.
Радиальная сила Fr=Ft tg() (для стандартного угла = 20 tg() = 0,364 ) .
Fr=40718*0,364=14821 Н.
10. Определение реакций в опорах валов
Упрощенно представим вал в виде балки нагруженной осевыми, окружными и радиальными силами, действующими в зацеплениях . Расчёт ведётся исходя из уравнений равновесия балки . Реакции опор определяем из уравнений статического равновесия : сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю .
Расчетная схема входного вала
Уравнения равновесия балки :
Решая эти уравнения получим :
Промежуточный вал :
Рис9. 2
Уравнения равновесия балки :
Решая эти уравнения получим :
Выходной вал:
Рис9.3
Уравнения равновесия балки :
Решая эти уравнения получим :
Суммарные реакции:
Rs1= 8,31 kН, Rs2=8,31 kН, Rs3=24,169 kН, Rs4=33,066 kН, R5=55,608 kН, R6=6,964 kН.
11. Расчёт долговечности подшипников качения
Для всех подшипников принимаем:
кинетический коэффициент V=1, т.к. в каждом случае вращается внутреннее кольцо, а наружное неподвижно относительно приложенной нагрузки ;
коэффициент безопасности K = 1,1;
температурный коэффициент Kt = 1.
11.1 Подшипники входного вала
Выбраны радиальные шарикоподшипники серии № 409. Они воспринимает радиальную нагрузку Rs1 = 8,31 kН. Их динамическая грузоподъёмность C= 60400 H; статическая C0= 46400 H ; e = 0,19 ( табл.1 /5/ ) .
динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле
P = V R K Kt
P1 = V R1 K Kt = 18,311,11 = 9,14 кН.
Определим требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника по формуле
ч
11.2 Подшипник промежуточного вала
Выбран радиальный шарикоподшипник серии № 413 . Он воспринимает радиальную нагрузку Rs3 = 24,169 kН. Его динамическая грузоподъёмность C= 113000 H; статическая
C0= 100000 H ; e = 0,68 ( табл.1 /5/ ) .
динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле
P = V R K Kt
P1 = V R1 K Kt = 124,1691,11 = 26,512 Н .
Определим ресурс работы:
ч
11.3 Подшипник промежуточного вала
В опоре 4 радиальный роликоподшипник 7214 воспринимает нагрузку Rs4 = 33066 Н. Его динамическая грузоподъёмность C= 152000 H; статическая C0= 129000 H. Динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле ( 9.1 )
P2 = V R2 K Kt = 133,0661,11 = 36,373 Н .
Ресурс работы
ч
11.4 Подшипник выходного вала
Выбран конический роликоподшипник серии № 27317. Он воспринимает радиальную нагрузку Rs5 = 43,05 kН и осевую Rа5 Его динамическая грузоподъёмность C= 128000 H; статическая C0= 111000 H ; e = 0,34 ( табл.1 /5/ ) .
тогда:
динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле
Определим ресурс работы подшипника по формуле
ч
12. Проверочный расчёт валов
12.1 Входной вал
Опасные сечения: канавка х=67, галтель х=74мм. См приложение 1.
12.2 Промежуточный вал
Опасные сечения: наружные эвольвентные шлицы х=64, галтель х=90мм. См приложение 2.
12.3 Выходной вал
Опасные сечения: поперечное отверстие х=100, канавка х=237мм См приложение 3.
13. Проверочный расчёт болтов крепления редуктора к раме вертолета
См Приложение 4
14. Расчёт шлицевых соединений
Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их -на изгиб и срез . Решающее значение имеет расчёт на смятие :
,
где M кр - наибольший крутящий момент, передаваемый соединением ;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий по рабочим поверхностям зубьев ( принимаем = 0,75 по /6/ ) ;
F = 0,8 m z - площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины ( для эвольвентных соединений ), мм 2 ;
l - рабочая длина зуба ;
r ср = 0,5 d - для эвольвентных зубьев ;
[ см ] - допускаемое напряжение на смятие .
Для шлицов на входном валу:
M кр = 703500 H мм ;
F = 0,8 1 41 = 32,8 мм 2 ;
r ср = 0,5 d = 0,5 41 = 20,5 мм ;
[ см ] = 400 Н/мм2 .
Тогда
Напряжение смятия в соединении меньше допустимого . Шлицевое соединение проходит проверку на смятие зубьев.
Для соединения зубчатого колеса с промежуточным валом :
M кр = 2233100 H мм ;
F = 0,8 1,5 48 = 57,6 мм 2 ;
r ср = 0,5 d = 0,5 72 = 36 мм ;
[ см ] = 400 Н/мм2 .
Тогда
Напряжение смятия в соединении меньше допустимого . Шлицевое соединение проходит проверку на смятие зубьев .
Для шлицов на выходном валу:
M кр = 4966000 H мм ;
F = 0,8 1 77 = 61,6 мм 2 ;
r ср = 0,5 d = 0,5 77 = 38,5 мм ;
[ см ] = 400 Н/мм2 .
Тогда
Напряжение смятия в соединении меньше допустимого . Шлицевое соединение проходит проверку на смятие зубьев .
15. Заключение
В данной работе произведен расчет и конструирование двухступенчатого редуктора вертолёта. Рассчитаны зубчатые цилиндрические передачи. Обоснован выбор схемы редуктора. Произведён расчет на прочность зубчатых колёс, валов и подбор подшипников. Сконструирован редуктор.
16. Список литературы
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 деталей машин” П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. М., Выс.шк., 1985
4.”Курсовое проектирование деталей машин” В.Н. Кудрявцев и др., Л., Машиностроение, 1984 .
5.”Расчёт на прочность цилиндрической зубчатой передачи с использованием ЭВМ “ Электроника ДЗ-28 ”.
6.”Курсовое проектирование по деталям машин для авиационных специальностей”.
7. “Расчет соединения вал-ступица ”, Метод. указания .
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Конструкция главного редуктора вертолета для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Описание редуктора и принципа его работы. Кинематический и энергетический расчет. Обоснование целесообразности использования цилиндрических колёс.
курсовая работа [593,9 K], добавлен 04.11.2009Кинематический расчет привода. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи и клиноремённой передачи. Первый этап компоновки редуктора. Расчет и подбор муфты. Проверочный расчет долговечности подшипников и тихоходного вала на выносливость. Выбор сорта масла.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 22.11.2015Расчет плоскоременной передачи, клиноременной передачи, цепной передачи, конической передачи, цилиндрической передачи, червячной передачи, кинематический расчет привода, расчет одно-двух-трех ступечатого редуктора, цилиндрического редуктора.
курсовая работа [53,2 K], добавлен 22.09.2005Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструкция ведущего вала. Размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Расчет клиноременной передачи. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [705,8 K], добавлен 13.01.2014Кинематический расчет передачи и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической передачи. Ориентировочный расчет валов. Расчет основных размеров корпуса редуктора. Подбор подшипников и муфт. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников.
курсовая работа [4,5 M], добавлен 08.02.2010Кинематический расчет электродвигателя. Выбор материала и термообработки зубчатых колёс, допускаемые контактные напряжения тихоходной и быстроходной ступени. Уточненный расчёт подшипников. Расчет подшипников, определение массы и сборка редуктора.
дипломная работа [904,1 K], добавлен 15.08.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008Выбор электродвигателя, его кинематический расчет. Конструирование элементов зубчатой передачи, выбор корпуса редуктора. Первый этап компоновки редуктора, выбор подшипников и расчет их долговечности. Технология сборки редуктора, расчеты и выбор посадок.
курсовая работа [3,0 M], добавлен 03.03.2010Кинематический и энергетический расчет редуктора. Допускаемые контактные напряжения. Определение основных параметров планетарного редуктора в проектировочном расчёте. Геометрический расчёт цилиндрических зубчатых колёс. Проверка прочности зубьев.
курсовая работа [134,8 K], добавлен 23.10.2013Расчет зубчатых и цепных передач, закрытой цилиндрической передачи и предварительных диаметров валов привода. Подбор подшипников для выходного вала редуктора. Расчет выходного вала редуктора на прочность. Проверка прочности шпоночного соединения.
курсовая работа [185,8 K], добавлен 01.03.2009
