- •Введение
- •1. Кинематический и энергетический расчеты редуктора
- •3.3 Проверка контактной прочности.
- •5. Перерасчет на контактную и изгибную прочность.
- •11. Определение усилий в зацеплениях.
- •12.2. Проверочный расчет вала на прочность.
- •13. Расчет промежуточного вала.
- •13.1. Расчет подшипников на долговечность.
- •13.2. Проверочный расчет вала на прочность.
- •13.3. Рассчитаем подшипники в сателлитах.
- •14. Расчет выходного вала.
- •14.1. Расчет подшипников на долговечность.
- •14.2. Проверочный расчет вала на прочность.
- •15. Расчет шлицевых соединений
- •16.Расчет болтов крепления редуктора вертолета к раме
- •17. Система смазки
- •Заключение
- •Список использованных источников
5. Перерасчет на контактную и изгибную прочность.
мм число оборотов на шестерне. Тогда, найдем окружную скорость:
м/с.
Зная значение окружной скорости, определим значение коэффициента :
для .
Далее найдём значение коэффициента формы зуба :
.
Для коэффициент.
Найдём значение коэффициента нагрузки k:
.
5.1 Определение контактных напряжений
Определяем действительные контактные напряжения в передаче:
МПа
Тогда:
.
Контактная прочность обеспечена. Недогрузка 1,5%.
5.2 Проверочный расчет передачи на изгибную прочность
Изгибные напряжения зубчатых колёс:
-на шестерне
,
где коэффициент формы зуба выбирается для эквивалентного числа зубьев:
;
-на втором колесе
Условие изгибной прочности выполняется.
6. Проверочный расчет планетарных и конических колёс на статическую прочность при перегрузках.
6.1 .Проверочный расчет планетарных колёс
6.1.1. Определение максимального крутящего момента
- номинальная величина крутящего момента,
- коэффициент перегрузки.
Тогда:
6.1.2. Определение амплитудного значения крутящего момента
6.1.3. Проверочный расчёт на контактную прочность
Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках:
,
затем определим максимальные допустимые контактные напряжения при перегрузках:
Условие контактной прочности выполняется: <.
6.1.4. Проверочный расчёт на изгибную прочность
Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках для двух колёс цилиндрической передачи:
,
,
затем определим максимальные допустимые изгибные напряжения при перегрузках:
Условие изгибной прочности выполняется: <,<.
6.2. Проверочный расчет конических колёс
6.2.1. Определение максимального крутящего момента
- номинальная величина крутящего момента,
- коэффициент перегрузки.
Тогда:
.
6.2.2. Определение амплитудного значения крутящего момента
.
6.2.3. Проверочный расчёт на контактную прочность
Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках:
,
затем определим максимальные допустимые контактные напряжения при перегрузках:
Условие контактной прочности выполняется: <.
6.2.4. Проверочный расчёт на изгибную прочность
Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках для двух колёс конической передачи:
,
,
затем определим максимальные допустимые изгибные напряжения при перегрузках:
Условие изгибной прочности выполняется:<,<.
7. Проектирование альтернативного варианта редуктора
Спроектируем альтернативный вариант редуктора, приняв передаточное отношение планетарной ступени Расчет альтернативного варианта редуктора произведен на ЭВМ.
7.1 Определение общего передаточного отношения
Передаточное число определяется
Uред=U1U2 или
U2=4 (т.к. вторая ступень планетарная),
т. к nвх=2100 мин-1 ,
nвых=190 мин-1, то передаточное отношение будет равно
,
тогда U1=11,05/5=2,21.
7.2 Определение частот вращения валов
,
об/мин,
,
,
na=n=950,226 об/мин ,
nH=n=190 об/мин ,
nb(H)=190 об/мин - для неподвижного корончатого колеса,
na(H)=na-nH=950,226 -190 = 760,226 об/мин - для солнечного колеса,
n=-n=-190 об/мин,
- для сателлита,
где
7.3 Назначение КПД передач
Принимаем значение для конической передачи равное1=0,97 (среднее из предложенных значений), тогда значениедля планетарной передачи будет вычислено: , где.
7.4. Определение мощности на валах
кВт;
кВт
кВт.
7.5. Определение крутящих моментов на валах
,
;
;
.
Определим число сателлитов из неравенства:
Для двух самоустанавливающихся элемента К нер=0,9.
Определим крутящий момент, который передается от центрального колеса к сателлиту:
Определим крутящий момент, передающийся от сателлита к неподвижному корончатому колесу:
.
8. Анализ результатов проектирования
Производя расчет альтернативного варианта, редуктора мы получили новые габариты конической и планетарной передачи. Все условия прочности выполняются. На чертеже №1, выполненном в масштабе 1:4, представлены схемы редуктора №1 (ручной вариант) и редуктора №2 (компьютерный вариант).
Найдем объемы этих редукторов:
Редуктор №1
Редуктор №2
Т.к. редуктор №2 имеет меньший объем, то он имеет и меньшую массу по сравнению с редуктором №1, поэтому выбираем редуктор №2.
9. Предварительное определение диаметров валов и осей.
Определим диаметры валов из условия прочности по касательным напряжениям:
, где- крутящий момент,
- коэффициент пустотелости,
- допускаемое напряжение кручения.
Принимаем ,
Округлим значения диаметров до целых чисел, предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров валов:
.
Диаметр осей сателлитов принимаем равным dсат= 30 мм.
10. Подбор подшипников.
Для входного вала выбираем роликовый подшипник №2209 ГОСТ 8328-75:
d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=44кН; и шариковый подшипник № 176309 ГОСТ 8995-75: d=45мм, D=100мм, B=25мм, C=61,4кН.
Для промежуточного вала выбираем шариковый подшипник №176211 ГОСТ 8995-75:d=65мм,D=100мм, B=21мм, C=39,6кН, и роликовый подшипник №2113 ГОСТ 8328-75:d=65мм,D=100мм, B=18мм, C=38кН.
Для каждого из сателлитов выбираем роликовые подшипники лёгкой серии №12208 ГОСТ 8328-75: d=40мм,D=80мм, B=18мм, C=41,8кН.
Для выходного вала выбираем роликовые конические подшипники №7218 ГОСТ 27365-87: d=100мм,D=160мм, B=31мм, Т=32,5мм, C=158кН.