Расчет и проектировка главного редуктора вертолета

val_.cdw

Неуказанные фаски 2мм
цементировать на глубину
Неуказанные радиусы R1 мм
Неуказанные предельные отклонения:

Kursach_DM_3-1.docx

Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет
Кафедра транспортно-технологических машин
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по курсу
«Детали машин и механизмов»
Санкт - Петербург 2014 г
Техническое задание №3 вариант №1
Рассчитать и спроектировать главный редуктор вертолёта.
Рисунок 1 – Кинематическая схема редуктора
Рисунок 2 – График режимов работы
Таблица 1 – Характеристики режимов работы
Значение параметров для варианта
За расчётную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно действующих нагрузок при которой число циклов перемены напряжений .
Коэффициент перегрузки при этом число циклов перемены напряжений .
Пояснительная записка: стр. рис. источников .
Графическая документация: 3 листа А1.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ КОНТАКТНОЕ НАПРЯЖЕНИЕ НАПРЯЖЕНИЕ ИЗГИБА КОЭФФИЦИЕНТ ЗАПАСА ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ СМАЗКА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Обоснована целесообразность использования зубчатых колёс.
Кинематический и энергетический расчёт редуктора6
1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням6
2 Определения частот вращения валов редуктора6
3 Определение числа сателлитов для планетарной ступени7
4 Определение КПД ступеней и мощностей на валах7
5 Определение крутящих моментов на валах7
Расчёт зубчатых передач редуктора8
1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки8
2 Определение допускаемых контактных напряжений8
3 Определение допускаемых напряжений изгиба13
4 Расчет конической передачи15
4.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности15
4.2 Определение модуля и числа зубьев16
4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность16
4.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу17
4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках17
4.6 Определение геометрических размеров передачи18
5. Расчет планетарной передачи18
5.1 Определение допускаемых контактных напряжений18
5.8 проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках24
Определение усилий в зацеплениях24
1 Расчет усилий в зацеплении цилиндрической передачи24
2 Определение усилий в зацеплении планетарной передачи25
Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода26
1 Предварительное определение диаметров валов26
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.
Кинематический и энергетический расчёт редуктора
1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням
Согласно заданию имеем частоту вращения валов:
где – частота вращения на входе
– частота вращения несущего винта.
В трехступенчатых коническо-планетарных редукторах разбивку передаточного числа следует производить задаваясь передаточным числом планетарной ступени. Согласно рекомендации [1]:
2 Определения частот вращения валов редуктора
Частота вращения входного и выходного валов задана:
Частоту вращения промежуточного вала определяем исходя из передаточного отношения:
Найдём частоту вращения элементов планетарной ступени в относительном движении:
для корончатого колеса «b»:
Передаточное отношение от колеса «а» к сателлиту «»:
Определим частоту вращения сателлита « » в относительном движении по формуле:
Передаточное отношение от сателлита «» к корончатому венцу «»:
3 Определение числа сателлитов для планетарной ступени
Исходя из рекомендации [2] . Следовательно число сателлитов для планетарной передачи .
4 Определение КПД ступеней и мощностей на валах
Так как передача работает с умеренными скоростями и повышенными нагрузками [1] (приложение 1 стр. 23) то выбираем для всех зубчатых колёс привода седьмую степень прочности. Для этой степени точности
Мощность на каждом валу определим по формуле:
(из исходных данных); Мощность на втором валу: ; Мощность на первом валу: ; Мощность на входном валу:
5 Определение крутящих моментов на валах
Крутящие моменты определим по формуле:
Для первого вала: ; Для второго вала: ; Для третьего вала: ;
Момент передаваемый от шестерни «» к сателлиту « »
– где - коэффициент неравномерности. Так как планетарная ступень с одним плавающим колесом и то согласно рекомендации (2) имеем .
Расчёт зубчатых передач редуктора
1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки
Так как передача авиационная тяжелонагруженная и требует обеспечения высокой надежности и малых значений массово-габаритных характеристик то для всех зубчатых колёс выбираем высокопрочную легированную сталь 12x2H4A с химико-термической обработкой цементацией заготовка – штамповка механические свойства приведены в таблице 2.
Таблица 2 – Механические свойства стали
Механические характеристики
2 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле:
где – допускаемое контактное напряжение
– базовый предел контактной выносливости МПа
– коэффициент безопасности
– коэффициент долговечности
Т.к. для всех зубчатых колес материал одинаковый то согласно рекомендации [1] имеем:
- коэффициент безопасности т.к. заготовка - штамповка то согласно рекомендации [1] имеем:
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
где - базовое число циклов перемены напряжений. Т.к. HRC>56 то согласно рекомендации [1] имеем: циклов где – номер режима; - число зацеплений каждого колеса за один оборот:
Для первого зубчатого колеса получим:
Для второго зубчатого колеса:
Определим коэффициент долговечности где - номер зубчатого колеса:
Определим расчетные контактные напряжения:
В качестве расчетных допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колес принимаем меньшее значение из двух полученных:
3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:
где j - номер зубчатого колеса
- базовый предел выносливости
-коэффициент учитывающий условия нагружения зуба.
- коэффициент безопасности согласно рекомендации [1] имеем:
- коэффициент долговечности определяется по формуле:
где - базовое число циклов перемены напряжений согласно рекомендации [1] имеем:
- расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме определяется по формуле:
где - число зацепления каждого колеса за 1 оборот i - номер режима т.к. HB>350 то тогда используя данные полученные при расчете в п.2.2 определим расчетное число циклов для каждого колеса:
Определим коэффициенты долговечности по изгибным напряжениям :
Определим коэффициент учитывающий условия работы зубьев - . Так как сталь прошла химико-термическую обработку цементацию то согласно рекомендации [1] для колес а для сателлита «»
4 Расчет конической передачи
4.1 Определение основных параметров конической прямозубой передачи из условий контактной прочности
Т.к. межосевой угол в конической передаче то примем коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния
Коэффициент нагрузки
Определим - угол у вершины начального конуса шестерни:
Определим внешний делительный диаметр шестерни по формуле:
Определим конусное расстояние :
Далее найдем - рабочую ширину зубчатого венца:
. Округляя получим .
4.2 Определение модуля и числа зубьев
- коэффициент формы зуба. Для седьмой степени точности (см. рекомендацию [1]).
Определим - окружной модуль на внешнем торце конических колес по формуле:
Число зубьев шестерни . Примем
Число зубьев колеса . Примем .
Определим передаточное число
Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого определим по формуле: ; .
Определим - окружной модуль на середине ширины зубчатого венца конического колеса:
Определим средний делительный диаметр шестерни :
4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
Определим окружную скорость V по формуле:
- коэффициент динамической нагрузки определим по рекомендации [1] (см. приложение 5 стр.25). .
- коэффициент ширины зубчатого венца относительно нормального диаметра шестерни: .
- коэффициент концентрации нагрузки
- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса. Т.к. HB>350 то согласно рекомендации [1] имеем .
Определим расчетное контактное напряжение :
Из последнего уравнения видно что контактные напряжения в зубьях находятся в допускаемых пределах.
4.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу
Эквивалентное число зубьев шестерни: . Примем .
Эквивалентное число зубьев колеса:
Определим и из рекомендации [1] (см. приложение 910 стр.28).
Напряжения по изгибу определяем по формуле где .
Определим расчетные напряжения по изгибу для шестерни:
Расчетное напряжение по изгибу для колеса:
Из предыдущих расчетов и . Следовательно и .
4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках
Определим максимальное расчетное контактное напряжение
Следовательно получим: .
Определим максимальное контактное напряжение исходя из условий обработки. При цементации имеем
- условие выполняется. Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу :
Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу . При имеем: .
- условие выполняется.
4.6 Определение геометрических размеров передачи
Внешний делительный диаметр для шестерни:
Внешний делительный диаметр для колеса:
Внешнее конусное расстояние:
Среднее конусное расстояние:
Средний делительный диаметр шестерни:
Средний делительный диаметр колеса:
Внешняя высота головки зубьев: .
Внешняя высота ножки зубьев: .
Из предыдущих расчетов . Угол конуса вершины шестерни и колеса соответственно:
Угол конуса впадин шестерни колеса соответственно:
Внешний диаметр вершин зубьев:
Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни и колеса соответственно:
5. Расчет планетарной передачи
5.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Так как то определяем делительный диаметр сателлита по формуле
где - коэффициент ширины венца относительно межцентрового расстояния
- коэффициент нагрузки.
Определение рабочей ширины зубчатого венца.
Округляя до целого числа получим .
Найдем уточненный коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра
По значению подбираем значение коэффициента неравномерности нагрузки 3 .
Найдем окружную скорость по формуле
Согласно рекомендации 3 принимаем значение коэффициента динамической нагрузки для 7-ой степени точности
Уточненный коэффициент нагрузки
5.2 Определение модуля
Поверхность подвергалась химико-термической обработке - цементации поэтому минимально допустимое значение модуля зацепления .
Коэффициент формы колеса примем согласно рекомендации 3 . Допускаемое изгибное напряжение - меньшее из и
Так как то определим модуль зацепления по формуле:
Округляем до модуля ближайшего по ГОСТу 9563-60.
Принимаем m = 275 мм.
5.3 Подбор чисел зубьев
Определим число зубьев центральной шестерни «а»:
Вычислим коэффициент :
Число зубьев корончатого неподвижного колеса «b»:
Число зубьев сателлита «g»:
Уточненное значение передаточного числа планетарной передачи
Уточненные значения других передаточных чисел:
5.4 Определение геометрических размеров передачи
Межосевое расстояние:
где y – коэффициент коррекции
Согласно 3 y = 0 - для некоррегированной передачи.
Делительный диаметр и начальный диаметр центральной шестерни «а»:
Делительный диаметр и начальный диаметр корончатого неподвижного колеса «b»:
Делительный диаметр и начальный диаметр сателлита «g»:
Диаметр вершин зубьев центральной шестерни «а» (внешнее зацепление):
Диаметр вершин зубьев сателлита «g» (внешнее зацепление):
Диаметр вершин зубьев корончатого неподвижного колеса «b» (внешнее зацепление):
Диаметры впадин зубьев центральной шестерни «а» (внешнее зацепление):
Диаметры впадин зубьев сателлита «g» (внешнее зацепление):
Диаметры впадин зубьев корончатого неподвижного колеса «b» (внешнее зацепление):
Нормальные толщины зубьев шестерни «а» сателлита «g» колеса «b»:
5.5 Определение ширины коронки «b» центрального колеса «В»
Определим ширину коронки корончатого колеса «b».
Коэффициент формы колеса «b»:
Рабочая ширина венца зубчатого колеса из расчета на изгибную прочность:
Коэффициент торцового перекрытия определим по формуле:
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
Рабочая ширина венца зубчатого колеса из расчета на контактную прочность:
Так как то округляя до целого примем .
5.6 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
Коэффициент рабочей ширины венца зубьев колеса относительно его делительного диаметра
По значению подбираем значение коэффициента неравномерности нагрузки 3.
Коэффициент нагрузки
Коэффициент торцового перекрытия определим по формуле:
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
Контактное напряжение:
условие выполняется.
5.7 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу
Определим коэффициенты формы центральной шестерни «а» и сателлита «g» и соответственно 3:
Зная определим коэффициент неравномерности нагрузки 3
Напряжения по изгибу на центральной шестерне «а» определяем по формуле
Напряжения по изгибу на сателлите «g» определяем по формуле
условия выполняются.
5.8 проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках
Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу :
Определение усилий в зацеплениях
1 Расчет усилий в зацеплении цилиндрической передачи
Рисунок 3 - Усилия 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.
Полное усилие в зацеплении направлено по линии зацепления как общей нормали к профилю. Разложим на составляющие – окружное усилие и силу .
Найдем радиальную и осевую составляющие в зацеплении конических колес.
2 Определение усилий в зацеплении планетарной передачи
Рисунок 4-Схема сил в зацеплении планетарной передачи
Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода
1 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.
Диаметры валов исходя из условия прочности только на изгиб для пустотелых валов определяем по формуле:
где do d – коэффициент пустотелости T – крутящий момент на валу.
[=80 МПа для входного вала
[=70 МПа для промежуточного вала
[=85 МПа для выходного вала
Принимаем диаметры валов из условий установки подшипников качения: d I = 38 мм d II = 55 мм d III = 79 мм.
2 Эскизная компоновка и определение размеров основных деталей привода
Для проектирования выбираем вариант редуктора рассчитанный с использованием компьютера т.к. этот вариант имеет меньшие габариты по сравнению с вариантом рассчитанным вручную.
Результаты расчета и размеры основных деталей привода даны в приложении.
3 Определение реакций в опорах валов и подбор подшипников качения
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.
Рисунок 5 – Схема нагружения входного вала (a= 0076 мм b= 0067 мм d= 0109 мм)
По уравнению моментов находим:
Определяем суммарные реакции опор.
Из уравнений моментов находим:
Подбор подшипников входного вала
Выбраны подшипники №208 ГОСТ 8338-75 и №2208 ГОСТ 8328-75.
Опора 209 – подшипник шариковый радиальный однорядный его динамическая грузоподъемность равна С=33200 Н статическая С0=18600Н.
Опора 2210 – подшипник роликовый радиальный его динамическая грузоподъемность равна С=45700 Н статическая С0=27500 Н
Подбор подшипников промежуточного вала
Выбраны подшипники №211 ГОСТ 8338-75 и №2210 ГОСТ 8328-75.
Опора 211 – подшипник шариковый радиальный однорядный его динамическая грузоподъемность равна С=43600 Н статическая С0=25100 Н
Опора 2210 – подшипник роликовый радиальный однорядный его динамическая грузоподъемность равна С=45700 Н статическая С0=27500 Н
Подбор подшипников выходного вала
Выбраны подшипники 7217 ГОСТ 333-79.
Опора 7217 - конический роликовый подшипник однорядный радиально – упорный его динамическая грузоподъемность равна С=130000 Н статическая С0=109000 Н.
Для каждого из сателлитов выбираю шариковые подшипники радиальные однорядные №209: C=33200Н С0=18600H
1.24.4 Уточненный расчет валов и осей
4.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Согласно структурной схеме и эскизной компоновке редуктора построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Предварительно определим максимальное значение сил приложенных к зубчатому колесу:
Рассчитаем приведенные моменты и изгибающие в опасных сечениях:
4.2 Расчет диаметров валов на статическую прочность в опасных сечениях
Материал вала - 12Х2Н4А. Т.к. в нашем случае поэтому значение запаса статической прочности принимаем . Тогда допускаемое напряжение при расчете на статическую прочность . Определим диаметры валов в опасных сечениях из расчета на статическую прочность:
В сечении С условие статической прочности выполняется.
В сечении 1 условие статической прочности выполняется.
В сечениях 2 и 3 условие статической прочности выполняется.
В сечении 2 условие статической прочности выполняется.
В сечении 3 условие статической прочности выполняется.
В сечении В условие статической прочности выполняется.
Промежуточный внутренний вал:
4.3 Проверочный расчет валов на выносливость
Материал валов имеет следующие механические характеристики:
Определим коэффициент запаса прочности и сравним его с допускаемым .
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 1 где концентратором напряжений является выточка r=15мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].
Среднее напряжение цикла .
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром d=46мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
Момент сопротивления изгибу и кручению будет:
Амплитуда изгибных напряжений:
Коэффициент запаса прочности при изгибе
Средние напряжения кручения:
Амплитуда цикла при кручении:
Коэффициент запаса прочности при кручении
Общий запас прочности по усталости в сечении 1:
Запас усталостной прочности .
Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечениях 2 и 3.
Концентраторами напряжений являются галтели r=10мм.
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром d=56 мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
Общий запас прочности по усталости в сечении 2:
Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении С.
Моменты сопротивления изгибу и кручению:
Эффективные коэффициенты концентрации принимаем:
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром d=86мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
Общий запас прочности по усталости в сечении С:
1.4Промежуточный вал
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении С
Значения эффективных коэффициентов при наличии эвольвентных шлицев находим по табл.11 [5]: .
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром D=62 мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
Определяем момент сопротивления изгибу и кручению:
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 1
Значения эффективных коэффициентов находим по табл.11 [5]: .
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром D=58 мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
Коэффициент запаса прочности при изгибе:
Крутящий момент в данном сечении отсутствует
Определяем запас усталостной прочности в сечении 2 по посадочной части.
Концентратор напряжений – посадка ступицы зубчатого колеса.
Для посадочной части
Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
Крутящий момент в данном сечении отсутствует.
Запас усталостной прочности .
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 3
Коэффициент запаса прочности при кручении:
Общий запас прочности по усталости в сечении 3:
Промежуточный внутренний вал
Значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений при наличии эвольвентных шлицев находим по табл.11 [5]: .
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром D=36 мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
Определяем момент сопротивления кручению:
Изгибающий момент в данном сечении отсутствует.
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 1 где концентратором напряжений является поперечное отверстие.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений находим по табл.8 [5].
- коэффициент снижения момента сопротивления.
Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=85 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
Момент сопротивления изгибу и кручению:
Общий запас прочности по усталости:
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 2 где концентратором напряжений является резьба.
Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=85 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно [5] принимаем .
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 3. Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.[5].
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром d=74мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5] принимаем .
5 Расчет подшипников качения на долговечность
Для всех подшипников принимаем:
V- коэффициент вращения т.к. в каждом случае вращается внутреннее кольцо а наружное неподвижно относительно приложенной нагрузки V=1;
- коэффициент безопасности для редуктора двигателя ;
- температурный коэффициент при температуре подшипника не выше 1200 .
Расчет долговечности подшипников входного вала
Предварительно выбраны подшипники №209 ГОСТ 8338-75 и №2210 ГОСТ 8328-75.
Опора 209 - шарикоподшипник радиальный однорядный его динамическая грузоподъемность С=33200 Н статическая С0=18600 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Долговечность подшипника равна:
Подберём подшипник №309 - шарикоподшипник радиальный однорядный его динамическая грузоподъемность С=52700 Н статическая С0=30000 Н.
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем более качественную подшипниковую сталь вакуумно – дугового переплава
где - коэффициент повышения грузоподъёмности авиационного подшипника.
Окончательно выбираем подшипник №309 из стали вакуумно-дугового переплава.
Опора 2210 - роликоподшипник радиальный его динамическая грузоподъемность С=45700 Н статическая С0=27500 Н.
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем более качественную подшипниковую сталь вакуумно-дугового переплава
Окончательно выбираем подшипник №2210 из стали вакуумно-дугового переплава.
Расчет долговечности подшипников промежуточного вала
Предварительно выбраны подшипники №211 ГОСТ 8338-75 и №2210 ГОСТ 8328-75.
Опора 211 - шарикоподшипник радиальный его динамическая грузоподъемность С=43600 Н статическая С0=25000 Н.
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем более качественную подшипниковую сталь электрошлакового переплава
Окончательно выбираем подшипник №211 из стали электрошлакового переплава.
Окончательно выбираем подшипник №2210.
Расчет долговечности подшипников сателлита
Предварительно выбраны подшипники №209 ГОСТ 8338-75
Опора 209 - шариковые подшипники однорядные C=33200Н С0=18600H
Проверим на долговечность подшипник №32205А ГОСТ 8328-75
Опора 32205А - роликовый радиальный подшипник С=28600Н С0=15200Н.
Окончательно выбираем подшипник №32205А из стали двойного (электрошлакового + вакуумно-дугового) переплава.
Расчет долговечности подшипников выходного вала
Предварительно выбраны подшипники №7217 ГОСТ 333-79.
Реакции в опорах равны (см. рис.7):
Рассчитываем наиболее нагруженный подшипник:
где x – коэффициент радиальной нагрузки
у - коэффициент осевой нагрузки
из табл.[3]: х=04; у=138;
Окончательно выбираем подшипник №7217 из стали вакуумно-дугового переплава.
Долговечность всех подшипников обеспечена.
1.65 Расчет шлицевых соединений
Шлицевые соединения рассчитываются на напряжения смятия:
где Т- расчетный крутящий момент - средний диаметр соединения h –рабочая высота зубьев (h=09m) -длина соединения- коэффициент учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями - допускаемое напряжение смятия.
Модуль m=3 мм; число зубьев z=12; =45 мм.
необходимое условие прочности выполняется.
Модуль m=25 мм; число зубьев z=23; =60 мм.
Модуль m=4 мм; число зубьев z=12; =70 мм.
Модуль m=4 мм; число зубьев z=20; =84мм необходимое условие прочности выполняется.
Работоспособность всех шлицевых соединений обеспечена.
РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Расчет болтов крепления редуктора к раме рассмотрен в приложении. Расчет произведен на ЭВМ с использованием данных по болтам их расположению а также данным по корпусу редуктора. Расчетное напряжение не превышает допускаемое.
ОПИСАНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ И УПЛОТНЕНИЙ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их заедания задиров коррозии и лучшего отвода теплоты детали должны иметь смазку.
Используем масло марки ИМП-10. Масло подается через форсунки под давлением 4 атм. Смазываются все пары редуктора:
Для подшипников установленных на выходном валу спроектирована подача масла через форсунку и струя СОЖ попадает на тела качения.
Для подшипников установленных на сателлите и для всей планетарной передачи предусмотрена система смазки с помощью непосредственной подачи из подшипников выходного вала а также при помощи отверстий в выходном валу через которые масло стекает по валу на планетарную передачу.
На подшипники установленные на промежуточном валу масло подается сверху из планетарной передачи и системы смазки выходного вала.
Для системы входного вала используется масло подаваемое непосредственно через нижнюю форсунку.
В спроектированном редукторе предусмотрена система отвода отработанной СОЖ через штуцер в картере для её охлаждения и очистки.
Для избежания образования пузырей воздуха в нижней части корпуса редуктора на верхней детали корпуса установлен суфлер-отдушина.
Манжетные уплотнения с пыльниками на входном и выходном валах предотвращают утечку масла из корпуса редуктора и препятствуют попаданию в него пыли и влаги извне; подобраны по ГОСТ 8752-79.
ПОРЯДОК СБОРКИ И РАЗБОРКИ РЕДУКТОРА.
РЕГУЛИРОВКА ЗАЗОРОВ В ЗАЦЕПЛЕНИЯХ И ПОДШИПНИКАХ
При разборке редуктора сначала отсоединяются фланцы затем вынимается входной вал редуктор разбирается на две части. Из верхней вынимается вал винта вместе с сателлитной группой; из нижней – промежуточный вал снимаются солнечное и цилиндрические колеса. Затем производится более тщательная деталировка.
Зазоры в зацеплениях и подшипниках регулируются (обеспечиваются) либо за счет высокоточного изготовления элементов либо за счет регулируемых прокладок
В данной работе произведён расчёт цилиндрической и планетарной зубчатых передач редуктора вертолёта. Выбран материал для зубчатых колёс и определены допускаемые напряжения. Определены геометрические параметры зубчатых передач. Выполнены кинематический и энергетический расчёты редуктора. Проведена проверка прочности зубчатых передач по контактным и изгибным напряжениям. Рассчитан второй вариант редуктора с помощью ЭВМ и произведено сравнение 2-х вариантов по массогабаритным критериям. Проведен подбор и расчет подшипников на долговечность проектировочный и проверочные расчеты валов расчет шлицевых и резьбовых соединений продумана система смазки и уплотнения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Д.С. Кондир М.И. Курушин В.Н. Васин А.Н. Тихонов Алгоритмированный расчёт зубчатых передач привода: методическое указание к курсовому проекту –
Б.М. Силаев Расчёт и конструирование деталей авиационных механических передач [Текст]

stakan_.cdw

Сталь 40Х ГОСТ 4543-90
Острые кромки притупить R=0
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий Н12

glav_vid reduktora.cdw

Технические характеристики:
Передаточное отношение 11
Частота вращения входного вала 2200 обмин
выходного вала 200 обмин
Мощность на выходном валу 160 КВт
Тяга несущего винта 40кН
Радиальный зазор зубчатых колёс поз.5
Стыки корпуса обработать герметиком перед сборкой.
Редуктор обкатать на рабочей частоте вращения n=2200
обмин в течении трёх часов
Валы собранного редуктора должны проворачиваться от руки
без толчков и заеданий.

vid sverhu-snizu.cdw

kryshka reduktora.cdw

Неуказанные радиусы скруглений R2
Острые кромки притупить R0
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий по

Koleso_zubchatoe_.cdw

Неуказанные фаски 1мм
цементировать на глубину
твердость сердцевины НRC 37 40
Неуказанные радиусы R1 мм
Неуказанные предельные отклонения: