Проектирование вертолетного редуктора - СГАУ

ВАЛ.CDW

СН.CDW

КОЛЕСО.CDW

СВ.CDW

КРЫШКА.CDW

СПЕЦИФ1.cdw

RED1.CDW

СПЕЦИФ3.CDW

1-5.CDW

СПЕЦИФ~1.CDW

СВ и СН.CDW

Детали машин.doc

Министерство общего и профессионального образования
Российской Федерации
Самарский государственный аэрокосмический университет
имени академика С. П. Королева
Кафедра основ конструирования машин
Расчетно-пояснительная записка к курсовой работе
по курсу «Детали машин и механизмов»
Проектирование главного редуктора вертолета
Кинематическая схема редуктора:
Сила тяги на несущем винте 350 кН
Несущая сила на винте 17 кН
Частота вращения выходного вала .200 обмин
Мощность на выходном валу 160 кВт
Частота вращения входного вала 2300 обмин
Расчетная долговечность 2000 ч
Расстояние от плоскости подвески до несущего винта 500 мм
Привод работает спокойно без толчков и вибраций.
Режим нагружения постоянный.
Графическая документация:
ПРИВОД ПЛАНЕТАРНАЯ ПЕРЕДАЧА ШЕСТЕРНЯ КОЛЕСО ВАЛ ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА САТЕЛЛИТ КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ КОНТАКТНОЕ НАПРЯЖЕНИЕ НАПРЯЖЕНИЕ ИЗГИБА КОЭФФИЦИЕНТ ЗАПАСА ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ.
Для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму применяется редуктор благодаря которому увеличивается крутящий момент и уменьшается частота оборотов. Он обладает компактностью надежностью и долговечностью. Поэтому редукторы получили широкое распространение в машиностроении. Зубчатые передачи в редукторе обладают высоким КПД и могут передавать большие нагрузки.
В данной работе проектируется главный редуктор вертолета. К важнейшим требованиям относятся надежность и долговечность удобство и простота обслуживания.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев важнейшие среди которых – прочность надежность износоустойчивость жесткость виброустойчивость теплостойкость технологичность
Перечень условных обозначений 1
Кинематический и энергетический расчет редуктора .1
1. Определение общего передаточного отношения . 10
2. Определение чисел оборотов вала ..10
3. Ориентировочные значения КПД 11
4. Определение мощностей 11
5. Определение моментов на валах редуктора .11
Проектирование цилиндрической передачи .12
1 Выбор материала зубчатого колеса 12
2 Определение контактных изгибных и допускаемых напряжений ..12
3 Определение основных габаритов передачи 15
4 Определение модуля и чисел зубьев 15
5 Определение геометрических размеров передачи .16
6 Проверочный расчет на контактную прочность 17
7 Проверочный расчет на изгибную прочность 18
Проектирование планетарной передачи ..18
1 Выбор материала зубчатого колеса .18
2 Определение контактных изгибных и допускаемых напряжений 19
3 Определение основных габаритов передачи 2
4 Определение модуля и чисел зубьев ..3
5 Определение геометрических размеров передачи 1
6 Проверочный расчет на контактную прочность .2
7 Проверочный расчет на изгибную прочность .5
8 Определение ширины неподвижного колеса .2
Оценка диаметров валов 2
Предварительный подбор подшипников . ..1
Расчет сил в зацеплении .1
Расчет валов на прочность и подбор подшипников на заданный ресурс
1 Расчет входного вала .18
2 Расчет промежуточного вала 19
3 Расчет выходного вала 2
4 Расчет оси сателлита .. 19
Расчет шлицевых соединений 2
Расчет болтов крепления редуктора вертолета к раме . .1
Список использованных источников 2
Условные обозначения
a [мм] – делительное межосевое расстояние
aw [мм] – межосевое расстояние
BT – вид термообработки
bw [мм] – рабочая ширина венца зубчатой передачи
с – число зацеплений за один оборот шестерни колеса
d [мм] – делительный диаметр шестерни колеса
d b [мм] – основные диаметры шестерни колеса
dw [мм] – начальные диаметры шестерни колеса
d a [мм] – диаметры вершин зубьев шестерни колеса
d f [мм] – диаметры впадин зубьев шестерни колеса
HB – твердость на поверхности по Бринелю
HRC – твердость на поверхности по Роквеллу
HRC c – твердость сердцевины в HRC с
T1 [Н×мм] – крутящий момент на валу шестерни
P1 [кВт] – мощность на валу шестерни
n [мин-1] – число оборотов шестерни колеса
U – передаточное число
sH lim b [МПа] – базовое значение контактных напряжений
[sH] [МПа] – допускаемое контактное напряжение зацепления
[sH] 12 [МПа] – допускаемое контактное напряжение шестерни[1] колеса[2]
sF lim b [МПа] – базовое значение напряжения изгиба
[sF] 12 [МПа] – допускаемое изгибное напряжение шестерни колеса
S [мм] – толщина зуба по делительной окружности шестерни колеса
SH – коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность
b [град] – угол наклона зубьев
NНО – базовое число циклов
КНЕ – коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям
NНЕ – эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений
КHL – коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям
КFE – коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям
NFE – эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба
КFC – коэффициент учитывающий влияние двустороннего нагружения
КFL – коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба
y ba – коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния
К – коэффициент нагрузки
К - ориентировочный коэффициент нагрузки
К a – вспомогательный коэффициент
К v – коэффициент динамической нагрузки
y bd – коэффициент ширины зубчатого колеса венца относительно начального диаметра шестерни
Кb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
m F – показатель степени уравнения выносливости по изгибу
V [мс] – окружная скорость
m min [мм] – минимально допустимый модуль
m [мм] – модуль зацепления
Zn - эквивалентное число зубьев
Х1 – коэффициент смещения при нарезании зубьев шестерни
Х2 – коэффициент смещения при нарезании зубьев колеса
ХS - коэффициент суммы смещений
Х min – минимальное значение коэффициента смещения
Ye - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
Yb - коэффициент учитывающий наклон зубьев
YF – коэффициент формы зуба эквивалентного колеса
YF1 – коэффициент формы зуба шестерни
y – коэффициент вспомогательного смещения
Z1 – число зубьев шестерни
Z2 – число зубьев колеса
Dy – коэффициент уравнительного смещения
ZS - расчетное суммарное число зубьев
ZS - округленное суммарное число зубьев
Z м – коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес
Z H – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
at [ рад] – угол профиля зуба в торцевом сечении
at [град] – угол профиля зуба в торцевом сечении
atw [ рад] – угол зацепления
atw [град] – угол зацепления
b [рад] – угол наклона линии зуба на основном цилиндре
ea - коэффициент торцевого перекрытия
sH [МПа] – расчетное контактное напряжение
sF[МПа] – расчетное изгибное напряжение шестерни колеса напряжения
l F [%] – отклонение расчетного от допускаемого изгибного напряжения
l H[%] – отклонение расчетного от допускаемого контактного напряжения
ST – степень точности
ккач – коэффициент учитывающий качество
а1 – коэффициент учитывающий
а23 – козффициент учитывающий гидродинамические условия смазки и качество стали
С – грузоподъемность подшипника
В курсовом проекте рассматривается проектирование главного редуктора вертолета. Для этого произведен кинематический расчет редуктора определены допускаемые контактные и изгибные напряжения определены основные габариты передач определены модуль и число зубьев передач определены геометрические параметры произведен расчет на прочность по контактным напряжениям в передачах и расчет на прочность по напряжениям изгиба. Спроектирован альтернативный вариант редуктора. Произведена оценка диаметров валов предварительный подбор подшипников. Рассчитаны силы в зацеплении. А также произведен расчет валов на прочность подбор подшипников по заданному ресурсу и надежности расчет шлицевых соединений расчет болтов крепления редуктора к раме и смазка редуктора.
Кинематический расчет редуктора
1Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням
Известно что передаточное число определяется
то передаточное отношение будет равно
(для цилиндрической передачи)
для планетарной передачи передаточное отношение от сателлита к короне
2Определение чисел оборотов валов
Для планетарной ступени:
обмин - для “солнца”
обмин - для сателлита
обмин - для центрального неподвижного колеса “корона”
3Ориентировочные значения КПД
Для цилиндрической передачи . Принимаю тогда значение для планетарной передачи будет вычислено так:
4Определение мощностей на валах
5Определение крутящих моментов на валах редуктора.
Определяю число сателлитов из неравенства:
Определяю крутящий момент который передается от центрального колеса к сателлиту:
Для трех сателлитов
Определяю крутящий момент передающийся от сателлита к неподвижному центральному колесу:
Проектирование цилиндрической передачи
1Выбор материала зубчатых колес
Для шестерни выбираю марку стали 12ХН3А вид термообработки - цементация
HRC = 60; HB = 600; IR = 0; HRCC = 35
Т.к. шестерня из такой марки стали относится ко второй группе ( HB>350 ) то твердость рабочей поверхности зубьев колеса принимаю такое же как у шестерни т.е. выбираю для колеса сталь 12ХН3А
2Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Из предыдущих расчетов имею
T1 = 0682 × 106 Н×мм; n 1 = 2300 обмин; t h = 2000 ч; C = 1; BT = 4; HRC = 56-63
Принимаю HRC = 60; HB = 600; IR = 0; марка стали 12ХН3А; вид термообработки - цементация
Теперь по схеме алгоритма определения допускаемых контактных напряжений 1 рассчитываю их
s H lim b = 23 × HRC = 1380 МПа
NНО = 12 × 107 т. к HRC>56
N НЕ = 60 × n × c × t h × К HE = 60 × 2300 × 1 × 2000 × 1 = 276 × 108
N НЕ > N НО поэтому К HL = 1
- для поверхностного упрочнения.
Получил следующие данные при расчете:
s H N НЕ = 276 × 108; К HL = 1
S H = 12; [ sH ] = 1150 Мпа
Теперь по схеме алгоритма расчета допускаемого напряжения изгиба 1 имею:
N FЕ = 60 × n × c × t h × К FЕ = 60 × 2300 × 1 × 2000 × 1 = 276 × 108
NFЕ > 4 × 106 поэтому К FL = 1
К FC = 1 - нагружение нереверсивное
s F К FC = 1; К FL = 1;
S F = 12; [ sF ] = 4706 МПа; К FЕ = 1 ; m F = 9
T2 = 1351 × 106 Н×мм; n 2 = 1150 обмин; t h = 2000 ч; C = 1; BT = 4; HRC = 56 – 63
Теперь по схеме алгоритма определения допускаемых контактных напряжений рассчитываю их
N НЕ = 60 × n × c × t h × К НЕ = 60 × 1150 × 1 × 2000 × 1 = 138 × 108
s H N НЕ = 138 × 108; К HL = 1
S H = 12; [ sH ] = 1150 МПа
Теперь по схеме алгоритма расчета допускаемого напряжения изгиба имею:
N FЕ = 60 × n × c × t h × К FЕ = 60 × 1150 × 1 × 2000 × 1 = 138 × 108
3Определение основных габаритов передачи.
Из предыдущих расчетов:
T1 = 0682 × 106 Н×мм; n 1 = 2300 обмин; HRC = 58 – 63
Принимаю HRC = 60; = 0; HB = 600; IR = 0;[ sH ] =1150 МПа;
U = 2; ВА = 045; К = 14; К a = 49.5 т.к. = 0
т.к. зацепление внешнее то «+».
Теперь по таблице значений коэффициентов динамической нагрузки найдем
Теперь по таблице значений коэффициентов неравномерности распределения нагрузки найдем
K K поэтому необходимо провести перерасчет с К = 12875
В ходе вычислений получил:
4Определение модуля и числа зубьев передачи.
Из предыдущих расчетов
T1 =0682×106 Н×мм; U = 2; [sF] = 4706 МПа; a = 20°; b =0°
Т.к. вид термообработки цементация то по таблице
m m ZV = 20; X = 0; Ye = 1
5Определение геометрических параметров передачи
m = 275мм; Z1 = 33; Z2 = 65; U = 2; ; at =20°
Принимаю ; X1 = X2 = X = DY = Y = 0
6Расчет контактных напряжений в передаче
T1 = 0682×106 Н×мм; bw = 60 мм; [sH] = 1150 МПа; U = 2; n 1 = 2300 обмин; ;
Принимаю Ze = 1 т.к.
при таком ybd Kb = 103
При такой окружной скорости Kv = 125; тогда
Определяю действительное контактное напряжение в передаче:
Условие контактной прочности обеспечено. Недогрузка 261 %.
7Расчет напряжений изгиба в зубе
Рассмотрим напряжения изгиба в зубе шестерни.
T1 = 0682×106 Н×мм; bw = 60 мм; Z1 = 33; U1 = 2; b = 0; m = 275мм; мм;
K = 12875; [sF]1 = 4706 МПа.
При таком ZV коэффициент YF = 377; Yb = 1; Ye = 1 при b=0.
Определю действительное напряжение изгиба в зубе шестерни:
Изгибная прочность шестерни обеспечена. Недогрузка 6%.
Рассмотрим напряжения изгиба в зубе колеса.
T1 = 0682×106 Н×мм; bw = 60 мм; Z2 = 65; U1 = 2; b = 0; m =2.75; мм;
K = 12875; [sF]2 = 4706 МПа.
При таком ZV коэффициент YF = 362; Yb = 1; Ye = 1 при b = 0.
Определю действительное напряжение изгиба в зубе колеса:
Изгибная прочность колеса обеспечена. Недогрузка 98 %.
Проектирование планетарной передачи
Для шестерни выбираю марку стали 12ХН3А вид термообработки – цементация
HRC = 60; HB = 600; IR = 0; HRCC =35
Расчет центрального неподвижного колеса
Из предыдущих расчетов мы имеем
T3 = 764×106 Н×мм; обмин; t h = 2000 ч; C = 3; BT = 4; HRC = 58-63
Принимаю HRC = 60; HB = 600; IR = 0; марка стали 12ХН3А;
вид термообработки – цементация.
NНО = 12×107 т. к HRC>56
N НЕ = 60 × n × c × t h × К не = 60 × 200 × 3 × 2000 × 1 = 72×107
s H N НЕ = 72×107; К HL = 1089
S H = 12; [s H ] = 125235 МПа
N FЕ = 60 × n × c × t h × К FЕ = 60 × 200 ×3 ×2000 ×1 = 72×107
NFЕ > 4× 106 поэтому К FL = 1
К FC = 1 – нагружение нереверсивное
Получил следующие данные при расчете :
S F = 12; [s F ] = 4706 МПа; К FЕ = 1 ; m F = 9
T3 = 764×106 Н×мм; обмин; t h = 2000 ч; C = 1; BT = 4; HRC = 58-63
N НЕ = 60 × n × c × t h × К не = 60 × 5067 × 1 × 2000 × 1 = 608×107
s H N НЕ = 608×107; К HL = 112
S H = 12; [s H ] = 1288 МПа.
N FЕ = 60 × n × c × t h × К FЕ = 60 × 5067 ×1 ×2000 ×1 = 608×107
К FC = 08 – нагружение реверсивное
s F К FC = 08; К FL = 1;
S F = 12; [s F ] = 376471 МПа; К FЕ = 1 ; m F = 9
Расчет “солнечного” колеса
T2 = 1351×106 Н×мм; обмин; t h = 2000 ч; C = 3; BT = 4; HRC = 58-63
N НЕ = 60 × n × c × t h × К не = 60 × 950 × 3 × 2000 × 1 = 342 × 108
N НЕ > N НО поэтому
s H N НЕ = 342 × 108; К HL = 1
S H = 12; [s H ] = 1150 МПа.
N FЕ = 60 × n × c × t h × К FЕ = 60 × 950 ×3 ×2000 ×1 = 342 × 108
Tag = 0473×106 Н×мм; обмин; HRC = 58 – 63
Принимаю HRC = 60; b = 0; HB = 600; IR = 0;[s H ] =1150 МПа;
U = 1875; yВА = 045; К = 118; К a = 49.5 т.к. b = 0
К = КV × Кb = 115×103 =11845
В ходе вычислений мы получили
4Определение модуля и числа зубьев передачи
Tag = 0473×106 Н×мм; U = 1875; [sF] = 376471 МПа; a = 20°; b =0°
=целое число т.е. условие сборки выполняется
m = 3мм ; Z1 = 26; Z2 = 49; U = 1875; ; at =20°
Tag = 0473×106 Н×мм; bw = 51 мм; [sH]ag = 1150 МПа; U = 1875; обмин; ;
При такой окружной скорости Kv = 115; тогда
Условие контактной прочности обеспечено. Недогрузка 08 %.
Рассмотрим напряжения изгиба в зубе “солнечного” колеса.
Tag = 0473×106 Н×мм; bw = 51 мм; Z1 = 26; U1 = 1875; b = 0; m = 3; мм;
K = 11845; [sF]a = 4706 МПа.
При таком ZV коэффициент YF = 394; Yb = 1; Ye = 1 при b=0.
Определю действительное напряжение изгиба в зубе “солнечного” колеса:
Изгибная прочность шестерни обеспечена. Недогрузка 2139 %.
Рассмотрим напряжения изгиба в зубе сателлита.
Tag = 0473×106 Н×мм; bw = 51 мм; Z2 = 49; U1 = 1875; b = 0; m = 3; мм;
K = 11845; [sF]g = 376471 МПа.
При таком ZV коэффициент YF = 365; Yb = 1; Ye = 1 при b = 0.
Определю действительное напряжение изгиба в зубе сателлита:
Изгибная прочность колеса обеспечена. Недогрузка 897 %.
8Определение ширины неподвижного колеса
Ширину неподвижного колеса определим из условия контактной прочности и из условия изгибной прочности.
а) Из условия контактной прочности :
где Tgb = 0878×106 Н×мм;; [sH]gb = 125235 МПа.
б) Из условия изгибной прочности :
YВ = Ye = 1 при b=0°
Из двух полученных значений исходя из прочностных соображений выбираем наибольшее т.е.
Оценка размеров диаметров валов
Из условия прочности 2:
[t]1 = 65 Мпа; [t]2 = 70 Мпа; [t]3 = 75 МПа
b1 = 08; b2 = 075; b3 = 07
d01 = d1 × b = 45 × 08 = 36 мм
d02 = d2 × b = 55 × 075 = 4125 мм
d03 = d3 × b = 90 × 075 = 63 мм
d0g = dg × b = 30 × 07 = 21 мм
Предварительный подбор подшипников
Для входного вала подшипник 309
Для промежуточного вала подшипник 211
Для выходного вала подшипник 7218
Для вала сателлита подшипник 2206
Расчет сил в зацеплениях
Определю силы в зацеплении цилиндрической ступени.
Разложу усилие в зацеплении на две составляющих:
окружную силу и радиальную .
Определю эти силы 3:
Определю силы в зацеплении планетарной ступени.
Между “солнцем” и сателлитом а также между сателлитом и короной:
Расчет валов на прочность и подбор подшипников по заданному ресурсу и надежности
1Расчет входного вала
Выбираю шариковый подшипник средней серии № 309
Из справочника нахожу что:
Согласно 4 составлю расчетную схему:
По уравнению моментов для вертикальной плоскости нахожу:
Аналогично для горизонтальной плоскости:
Рассчитаю подшипники на долговечность 2:
Долговечность подшипника обеспечена.
Расчет вала на сопротивление усталости рассмотрен в приложении. Расчет вала произведен на ЭВМ с использованием исходных данных по валу подшипнику и опасным сечениям.
Долговечность вала по сопротивлению усталости обеспечена.
2Расчет промежуточного вала
Выбираю роликовый подшипник легкой серии № 12211
Аналогично предыдущему случаю составляю расчетную схему из которой нахожу реакции в опорах
В вертикальной плоскости:
В горизонтальной плоскости:
Рассчитаю подшипники на долговечность:
3Расчет выходного вала
На выходном валу устанавливаю роликовые конические подшипники № 7218
Аналогично предыдущим случаям составляю расчетную схему
из которой нахожу реакции в опорах
-й подшипник №7218 (опора А).
-й подшипник 7218 (опора В).
Для каждого из сателлитов выбираю роликовые подшипники средней серии №12308
Расчет шлицевых соединений
Произведем расчет шлицев входного вала
Используем методику 5. При расчете на смятие должно выполняться условие:
коэффициент неравномерности распределения нагрузки
По ГОСТ 21425 – 75:
т.е. необходимое условие прочности выполняется
Произведем расчет шлицев выходного вала
Произведем расчет шлицевого соединения зубчатого колеса с валом
Произведем расчет шлицевого соединения планетарной передачи.
Работоспособность шлицевых соединений обеспечена.
Расчет болтов крепления редуктора вертолета к раме
Расчет болтов крепления редуктора к раме рассмотрен в приложении. Расчет произведен на ЭВМ с использованием данных по болтам их расположению а также по данным корпуса.
Расчетное напряжение не превышает допускаемое.
Для уменьшения потерь мощности на трения и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров коррозии и лучшего отвода теплоты детали должны иметь смазку.
В спроектированном редукторе система смазки проточная рециркуляционная. В рамках курсового проекта рассмотрен подвод масла через корпус. Используем масло марки ИМП –10. Масло подается через форсунки под давлением Смазываются все пары редуктора:
Для подшипников установленных на выходном валу спроектирована подача масла через форсунку и струя масла попадает на тела качения.
Для подшипников установленных на сателлите и всей планетарной передачи также предусмотрена система смазки через форсунку
Для системы входного вала используется масло из планетарной передачи масляные пары а также предусмотрен подвод масла к шлицам промежуточного вала изнутри.
В спроектированном редукторе предусмотрена система отвода отработанного масла для его охлаждения и очистки.
В результате проделанной работы были приобретены навыки расчета проектирования и конструирования вертолетного редуктора создание конструкторской документации спецификации и сборочного чертежа спроектированного редуктора.
В работе спроектирован главный редуктор вертолета. Достоинством данного редуктора является его компактность надежность и долговечность а также сравнительно небольшая масса. Зубчатые передачи в редукторе обладают высоким КПД и передают большие нагрузки.
Список использованных источников:
Циприн А.М. Жильников Е.П. Расчет на прочность зубчатых передач в авиационных изделиях с использованием алгоритмов.- Куйбышев: КуАИ 1981.
Лекции по курсу «Детали машин».
Иванов М. Н. Детали машин. -М.: Высшая школа 1984.
Расчет валов и осей на прочность и жесткость: Метод. указания Сост. А.Г.Керженков М. И. Курушин; КуАИ. Куйбышев 1990.30с
Биргер И. А. Шорр Б. Ф. Иосилевич Г. Б. Расчет на прочность деталей машин. М. 1979.
Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. М. 1979 т.1-2.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин М.:Высшая школа 1985 –416с.
Проектирование авиационных конструкций с применением нормализованных деталей и элементов Сост. Силаев Б.М. Захаров Ю.А. СГАУ Самара 1993. 48 с.

СПЕЦИФ2.CDW

РОМА1.CDW