- •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
14. Расчет выходного вала.
14.1. Расчет подшипников на долговечность.
Рис.4. Схема выходного вала, эпюры моментов.
На выходном валу установлены роликовые конические подшипники №7218: d=100мм,D=160мм, B=31мм, Т=32,5мм, C=158кН. Реакции в опорах равны:
Рассчитаем подшипники на долговечность:
e=0,43,,.
Тогда
Принимаем .
, где;
Рассчитываем наиболее нагруженный второй подшипник:
Долговечность подшипников обеспечена.
14.2. Проверочный расчет вала на прочность.
С учетом рассчитанных значений реакций в опорах построим эпюры изгибающих и крутящих моментов для вала.
Схема нагрузок в вертикальной и горизонтальнойплоскостях приведена на рисунке.
Значение максимального момента:
Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала приведены на рисунке схематично без соблюдения масштаба.
Вал изготовлен из стали 20Х2Н4А, имеющей
Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 5(по максимальному моменту).
Моменты сопротивления изгибу и кручению:
Концентраторы напряжения отсутствуют, следовательно, ,.
Коэффициент качества поверхности при чистовой обработке, согласно табл. 13 [4], принимаем .При отсутствии упрочнения поверхности .
Тогда коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении будут равны:
Значения масштабного фактора для вала d = 100 ммпо табл. 12 [4]:
Напряжения изгиба будут равны
Принимаем: и.
Коэффициент запаса прочности при изгибе:
Напряжения кручения в сечении:
Принимаем: и.
Коэффициент запаса прочности при кручении:
Общий запас прочности по усталости:
Таким образом, запас усталостной прочности в рассматриваемом сечении достаточен.
Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 6 (шлицевое соединение).
Момент сопротивления по
изгибу
кручению
Значения масштабного фактора для вала d = 78 ммпо табл. 12 [4]: .
Поверхности вала будут обработаны с чистотой не ниже 6 класса по ГОСТ 2789-59. Коэффициент качества поверхности при тонком точении . При отсутствии упрочнения поверхности. Тогда коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении будут равны:
Коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла изменения напряжений при изгибе и кручении, определяются по формулам:
Напряжения кручения в сечении:
- коэффициент динамичности при перегрузках.
Принимаем: и
Коэффициент запаса прочности при кручении:
Таким образом, запас усталостной прочности в рассматриваемом сечении достаточен.
15. Расчет шлицевых соединений
Шлицевые соединения рассчитываются на напряжения смятия:
.
Здесь ;
- коэффициент неравномерности нагрузки,
- модуль
- длина шлицев.
Входной вал:
Модуль m=3 мм; число зубьев z=11; L=37 мм.
, т.е. необходимое условие прочности выполняется.
Промежуточный вал:
Модуль m=3 мм; число зубьев z=17; L=46мм.
, т.е. необходимое условие прочности выполняется.
Модуль m=3 мм; число зубьев z=23; L=34 мм.
, т.е. необходимое условие прочности выполняется.
Выходной вал:
Модуль m=3 мм; число зубьев z=25; L=65мм.
, т.е. необходимое условие прочности выполняется.
Работоспособность шлицевых соединений обеспечена.