Главный редуктор вертолета МИ-1
Министерство образования и науки
Украины
Национальный аэрокосмический
университет им. Н.Е. Жуковского
«ХАИ»
Кафедра 202
Пояснительная записка к курсовой
работе
по дисциплине «Конструирование Машин
и Механизмов»
«Главный редуктор вертолёта МИ-1»
Выполнил: ст. 233 гр.
Середа В.О.
Проверил: преподаватель
Назин В.И.
Харьков 2005
Введение
Бурное развитие вертолётостроения за последние годы вызвало развитие и
совершенствование механических передач, используемых в силовой установке, в
приводе винтов вертолёта.
В тоже время известно, что механические зубчатые передачи вертолётов
обладают высокими абсолютными и относительными техническими показателями:
надёжностью, долговечностью, прочностью и т. д. Малая относительная масса,
компактность, высокие удельные плотность и жесткость отличают конструкции этих
передач.
В данной работе проектируется редуктор. Редуктор - это агрегаты,
состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным числом,
предназначенные для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента.
В редукторах широко применяют зубчатые механизмы, служащие для передачи
движения с изменением частоты вращения и моментов. В большинстве случаев
простейшие зубчатые механизмы - зубчатые передачи - работают в условиях,
близких к экстремальным по нагрузкам, скоростям, температурам и другим
параметрам. Для них используют высококачественные конструкционные и смазочные
материалы. Зубчатые колеса изготавливают с предельно высокой точностью.
В настоящие время широкое применение получили следующие разновидности
зубчатых передач: цилиндрические, конические и волновые зубчатые передачи.
ЗАДАНИЕ
Спроектировать механизм редуктора вертолета МИ-1 со следующими условиями:
мощность двигателя - Pдв=380 Вт;
частота вращения вала от двигателя - nдв=3500 1/мин;
частота вращения вала винта - nв=500 1/мин;
частота вращения вала хвостового винта - nхв=2200 1/мин;
мощность подводимая к валу хвостовой опоры - Pхв=0,17P1 Вт;
ресурс редуктора - Lh=3200 час.
На рисунке 1 изображена кинематическая схема механизма.
Рис. 1
1.
Общие расчеты
.1 Расчет мощностей на валах
.1.1 Расчёт мощности на валу 1
Рассчитаем мощность на первом валу по формуле:
, (1)
где
- КПД на первом участке.
, (2)
где
- КПД пары подшипников на валу 1.
Выбираем
по справочнику . Тогда
кВт.
.1.2
Расчёт мощности на валу 2
На
второй вал передаётся 83 процента мощности, так как 17 процентов мощности
передаётся на вал 4 (хвостового винта). Поэтому мощность на валу 2 рассчитаем
по формуле:
, (3)
где
- КПД на вором участке.
, (4)
где
- КПД пары подшипников на валу 2;
- КПД
цилиндрической передачи 3-4;
- КПД
конической передачи 1-2.
Выбираем
по справочнику: ; ; .
Тогда
кВт.
.1.3
Расчёт мощности на валу 3
Рассчитаем
мощность на третьем валу по формуле:
, (5)
где
- КПД на третьем участке.
, (6)
где
- КПД пары подшипников на валу 3;
- КПД
цилиндрической передачи 5-6.
Выбираем
по справочнику: ; .
Тогда:
кВт.
Мощность
на валу 4 задана в задании:
P4=Pхв=0,17P1=63,3 кВт.
.2
Расчёт передаточных отношений
Расчёт
общего передаточного отношения первой и второй ступени
Рассчитаем
общее передаточное отношение первой и второй ступени () по формуле:
(7)
Расчет
передаточного отношения 1 - 2 зубчатых колес
(8)
Расчет передаточного отношения 3 - 4 и 5 - 6 зубчатых колес
Общее
передаточное отношение первой и второй ступени ()
равняется произведению передаточного отношения 3 - 4 () и 5 - 6 ()
зубчатых колёс, то есть
, (9)
причём
>, так как
первая ступень быстроходная.
По
конструкционным соображениям принимаем , тогда
.
.3
Расчёт частоты вращения валов (рис. 1)
Частота
вращения первого вала (n1)
равняется частоте вращения вала двигателя (nДВ)
.
Частоту
вращения второго вала определим по выражению
, (10)
.
Частота
вращения третьего и четвёртого валов равны частоте вращения вала винта и
частоте вращения вала хвостового винта соответственно:
,
.
.4
Расчёт вращающих моментов на валах
Вращающий
момент на первом валу рассчитаем по формуле:
, (11)
.
На
втором и третьем рассчитаем по выражениям:
, (12)
,
, (13)
.
На
четвёртом валу вращающий момент рассчитаем по формуле:
, (14)
.
2.
Расчет и конструирование зубчатых передач
Основными
видами повреждения зубчатых колес являются усталостное выкрашивание рабочих
поверхностей зубьев и их излом. Поэтому для обеспечения работоспособности
передач материалы зубчатых колес должны обладать высокой поверхностной и
объемной прочностью. Наиболее полно этим требованиям отвечают конструкционные
стали, подвергнутые термическому (закалка) или химико-термическому (цементация,
нитроцементация) упрочнению. Термическая и химико-термическая обработка
улучшает механические характеристики и повышает твердость материала.
В
авиационных изделиях зубчатые колеса изготовляют главным образом из
цементируемых сталей 40Х, 12ХН3А, 14ХГСН2МА, 20ХЗМВФА, 12Х2НВФА-ВД, 16Х3НВФМБ,
и др., которые после сложной химико-термической обработки (цементация, закалка,
обработка холодом, отпуск) имеют твердость на поверхности не ниже HRC
40…65 при твердости сердцевины НВ 260…400.
2.1
Расчёт конической прямозубой передачи привода хвостового винта (зубатые колёса
1 и 2 на рис. 1)
Мощность
подводимая к валу шестерни 372,4 кВт
Частота
вращения шестерни 3500 1/мин
Частота
вращения колеса 2200 1/мин
Зацепление
нулевое
Срок
службы 3200 час =3200·60 мин
Режим
работы беспрерывный
Материалы
выбранные для шестерни и колеса, и их свойства приведены в таблице 1.
Таблица
1
Элемент передачи
|
Заготовка
|
Марка стали
|
Термообработка
|
σв, МПа
|
σт, МПа
|
Твердость поверхности не менее
|
Твердость сердцевины
|
Базовые числа циклов
|
Шестерня
|
Поковка
|
12ХН3А
|
Цементация с закалкой
|
1000
|
850
|
55HRC
|
400НВ
|
NHO1=11·107 NFO1=4·106
|
Колесо
|
Поковка
|
40Х
|
Поверхностная закалка
|
1200
|
900
|
40HRC
|
400НВ
|
NHO2=10·107 NFO2=4·106
|
.1.1
Проектировочный расчёт
1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем
, тогда
, (15)
.
Рассчитаем
отклонение () от :
Передаточное
отношение для принятого и рассчитаем
по выражению:
, (16)
.
, (17)
, что в
пределах нормы.
Принимаем
.
.
Расчёт числа зубьев эквивалентных цилиндрических колёс:
, (18)
, (19)
,
.
.
Определение числа циклов изменения напряжения:
NH1= NF1=n1·c1·t, (20)H2=
NF2=n2·c2·t, (21)
где
c1 и c2
- количество контактов зубьев
шестерни и колеса за один оборот;
t - срок службы
передачи.
c1=c2=1
NH1= NF1=n1·c1·t=3500·1·3200·60=67,2·107,H1>
NHO1; NF1> NFO1,H1= NF2=n2·c2·t=2200·1·3200·60=42,2·107,H2>
NHO2; NF2> NFO2.
4.
Определение допускаемых напряжений:
а)
контактных:
, (22)
где
ZRZLKXH»0,9;
σHО - предел контактной
выносливости поверхности зубьев;
SH-коэффициент
безопасности;
-
коэффициент долговечности,
, (23)
Так
как NH1> NHO1; NH2> NHO2, то . SH1=SH2=1,3.
В
качестве расчетного принимаем [σH]расч= [σН]2=609,23
МПа
б)
изгибных:
, (24)
где
- коэффициент долговечности
, (25)
так
как NF1> NFO1 и NF2> NFO2, то
σF01=σF02=550 МПа
SF1=SF2=1,7
в).
предельных:
[σH]max1=2,8σT1, (26)
[σH]max2=2,8σT2,
[σH]max1=2.8σT1=2,8·850=2380 МПа,
[σH]max2=2.8σT2=2,8·900=2520 МПа,
[σF]max1=0,8σT1, (27)
[σF]max2=0,8σT2,
[σF]max1=0,8σT1=0,8·850=680 МПа,
[σF]max2=0,8σT2=0,8·900=7200 МПа.
.
Определение коэффициентов расчетной нагрузки:
, (28)
, (29)
где
и -
коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и
изгибную выносливость;
-
коэффициент внешней динамической нагрузки для случая равномерного нагружения
двигателя;
и - коэффициенты динамичности нагрузки. Ориентировочно
принимаем , в допущении, что , степень
точности 6, ;
и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки
по длине контактных линий, и , при НВ>350 и;
и , для прямозубых колёс. Тогда
.
Средний диаметр шестерни по начальному (делительному) конусу
, (30)
Kd=770
(МПа)
ybd=0.4
.
Ширина зубчатого венца равна:
, (31)
.
.
Модуль в среднем сечении зуба:
mm=d1/z1,
(32)
mm=d1/z1=107,88/28=3,9
. Конусное расстояние:
, (33)
(мм)
.
Внешний окружной модуль:
, (34)
мм
по
ГОСТ 9563-60 принимаем модуль mm=5 мм
.
Уточняем ,,, , :
(мм),
принимаем
.
d1=mm·z1=7·28=196
(мм),
(мм),
,
.
.1.2
Проверочный расчёт
1. Уточнение окружной скорости:
, (35)
.
.
Определение главного резонанса (шестерни):
, (36)
где
- угол зацепления, ;
- угол
наклона зубьев, ;
, (37)
-
дорезонансная зона.
3.
Определение коэффициентов расчётной нагрузки:
a) ;
б)
, (38)
где
, (39)
,
, (40)
, (41)
-
степень точности,
,
, (42)
-
межосевое расстояние (условно);
,
;
Так
как предельное значение , то:
,
принимаем ;
в)
, (43)
где
, (44)
,
Так
как предельное значение , то:
,
принимаем ;
;
г), (45)
где
, (46)
-
коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный момент,
; ; ;
;
, (47)
-
коэффициент который учитывает приработку зубьев;
HV=450,
;
;
д)
;
е)
, тогда:
,
.
4.
Проверка передачи на контактную выносливость:
.
Устанавливаем
следующие параметры:
Коэффициенты
ZH, , Ze :
где
- коэффициент учитывающий форму сопряженных
поверхностей зубьев (при) ;
-
коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, для
стальных колёс
Ze=1 (для
прямозубых колес);
, (48)
,
,
, что
является нормальным.
.
Проверка передачи на изгибную выносливость:
[σF]1=[σF]2=323,53
МПа;
-
коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса
;
.
так
как 82,96<84,7, проверяем зуб шестерни:
, (49)
, (50)
;
YFS=3,9;
Ye=1 -
коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 8-ой степени точности, принятой
нами;
Yb-коэффициент
учитывающий наклон зубьев Yb=1;
,
, что
является нормальным.
6. Проверка передачи на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки:
(51)
, (52)
.
.
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:
а)
Половины углов при вершинах делительных (начальных) конусов шестерни и колеса
находим из равенства:
, (53)
δ2=90˚-31,89˚=58,1˚;
б)
Конусное расстояние Rе=224,7
мм;
в)
Диаметры вершин зубьев по большому торцу равны:
,
, (54)
, (55)
,
г)
Диаметры окружностей впадин по большему торцу :
, (56)
, (57)
,
.
.2
Расчёт первой ступени редуктора (прямозубые
цилиндрические зубатые колёса 3 и 4 на рис. 1)
Мощность
подводимая к валу шестерни 372,4 кВт
Частота
вращения шестерни 3500 1/мин
Частота
вращения колеса 972,2 1/мин
Зацепление
нулевое
Срок
службы 3200 час =3200·60 мин
Режим
работы беспрерывный
Материалы
выбранные для шестерни и колеса, и их свойства приведены в таблице 2.
Таблица
2
Элемент передачи
|
Заготовка
|
Марка стали
|
Термообра-ботка
|
σв, МПа
|
σт, МПа
|
Твердость поверхности не менее
|
Твердость сердцевины
|
Базовые числа циклов
|
Шестерня
|
Поковка
|
12ХН3А
|
Цементация с закалкой
|
1000
|
850
|
400НВ
|
NHO1=11·107 NFO1=4·106
|
Колесо
|
Поковка
|
12ХН3А
|
Цементация с закалкой
|
1000
|
850
|
57HRC
|
370НВ
|
NHO1=10·107 NFO1=4·106
|
.2.1
Проектировочный расчёт
1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем
, тогда
.
Рассчитаем
отклонение () от :
Передаточное
отношение для принятого и рассчитаем
по выражению:
.
, что в
пределах нормы.
Принимаем
.
.
Определение числа циклов изменения напряжения:
NH3= NF3=n3·c3·t=3500·1·3200·60=67,2·107,H3>
NHO3; NF3> NFO3,H4= NF4=n4·c4·t=1093,75·1·3200·60=21·107,H4>
NHO4; NF4> NFO4.
где
c3 и c4
- количество контактов зубьев
шестерни и колеса за один оборот;
t - срок службы
передачи.
c3=c4=1
.
Определение допускаемых напряжений:
а)
контактных:
Допускаемые
контактные напряжения определяем по формуле (22).
Так
как NH3> NHO3; NH4> NHO4, то . SH3=SH4=1,2.
В
качестве расчетного принимаем [σH]расч= [σН]4=983,25
МПа
б)
изгибных:
Допускаемые
изгибные напряжения определяем по формуле (24).
Так
как NF3> NFO3 и NF4> NFO4, то
σF03=σF04=800 МПа
SF3=SF4=1,7
в)
предельных:
[σH]max3=[σH]max4=2.8σT=2,8·1000=2800
МПа,
[σF]max3=[σF]max4=0,8σT=0,8·1000=800
МПа,
.
Определение коэффициентов расчетной нагрузки (по формулам 28, 29) :
,
,
где
- коэффициент внешней динамической нагрузки для
случая равномерного нагружения двигателя;
и - коэффициенты динамичности нагрузки. Ориентировочно
принимаем , в допущении, что , степень
точности 6, ;
и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки
по длине контактных линий, и , при НВ>350 и;
и , для прямозубых колёс. Тогда
.
Начальный (делительный) диаметр шестерни (формула 30):
.
6.
Модуль зацепления (по формуле 32):
mm=d3/z3=106/24=4,4
принимаем
.
.
Расчёт геометрических размеров
(мм),
,
-
межосевое расстояние.
2.2.2
Проверочный расчёт
1. Определение главного резонанса (шестерни):
Главный резонанс шестерни рассчитывается по формуле 36:
,
где
- угол зацепления, ;
- угол
наклона зубьев, ;
-
дорезонансная зона.
.
Определение коэффициентов расчётной нагрузки:
a) ;
б)
Коэффициент динамичности нагрузки определим
по формуле (38):
,
,
,
-
степень точности,
,
;
в)
,
где
,
;
г),
где
,
; ; ;
;
HV=425,
;
;
д)
;
е)
, тогда:
,
.
3.
Проверка передачи на контактную выносливость:
, (58)
Устанавливаем
следующие параметры:
Коэффициенты
ZH, , Ze :
(при )
-
коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, для
стальных колёс
Ze=1 (для
прямозубых колес);
, что
является нормальным.
.
Проверка передачи на изгибную выносливость:
[σF]3=[σF]4=470,6
МПа;
-
коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса
;
.
так
как <123,84, проверяем зуб шестерни:
, (59)
, что
является нормальным.
6. Проверка передачи на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки:
.
.
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:
а)
Делительный диаметр:
(мм),
б) Диаметры вершин зубьев:
,
в)
Диаметры окружностей впадин:
,
.
г)
ширина зубчатого венца:
;
д)
межосевое расстояние:
.
.3
Расчёт второй ступени редуктора (прямозубые цилиндрические зубатые колёса 5 и 6
на рис. 1)
Мощность
подводимая к валу шестерни 288,07,4 кВт
Частота
вращения шестерни 972,2 1/мин
Частота
вращения колеса 500 1/мин
Зацепление
нулевое
Срок
службы 3200 час =3200·60 мин
Режим
работы беспрерывный
Материалы
выбранные для шестерни и колеса, и их свойства приведены в таблице 3.
Таблица
3
Элемент передачи
|
Заготовка
|
Марка стали
|
Термообра-ботка
|
σв, МПа
|
σт, МПа
|
Твердость поверхности не менее
|
Твердость сердцевины
|
Базовые числа циклов
|
Шестерня
|
Поковка
|
12ХН3А
|
Цементация с закалкой
|
1000
|
850
|
61HRC
|
400НВ
|
NHO1=11·107 NFO1=4·106
|
Колесо
|
Поковка
|
12ХН3А
|
Цементация с закалкой
|
1000
|
850
|
57HRC
|
370НВ
|
NHO1=10·107 NFO1=4·106
|
2.3.1 Проектировочный расчёт
1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем
, тогда
.
Рассчитаем
отклонение () от :
Передаточное
отношение для принятого и рассчитаем
по выражению:
.
, что в
пределах нормы.
Принимаем
.
.
Определение числа циклов изменения напряжения:
NH5= NF5=n5·c5·t=972,2·1·3200·60=18·107,H5>
NHO5; NF5> NFO5,H6= NF6=n6·c6·t=500·1·3200·60=9,6·107,
NH6<NHO6; NF6> NFO6.
где
c5 и c6
- количество контактов зубьев
шестерни и колеса за один оборот;
t - срок службы
передачи.
c5=c6=1
.
Определение допускаемых напряжений:
а)
контактных:
Допускаемые
контактные напряжения определяем по формуле (22).
Так
как NH5>NHO5; NH6<NHO6, то . SH3=SH4=1,2.
В
качестве расчетного принимаем [σH]расч= [σН]6=983,25
МПа
б)
изгибных:
Допускаемые
изгибные напряжения определяем по формуле (24).
Так
как NF3> NFO3 и NF4> NFO4, то
σF05=σF06=800 МПа
SF5=SF6=1,7
в)
предельных:
[σH]max5=[σH]max5=2.8σT=2,8·1000=2800
МПа,
[σF]max6=[σF]max6=0,8σT=0,8·1000=800
МПа,
.
Определение коэффициентов расчетной нагрузки (по формулам 28, 29):
,
,
где
- коэффициент внешней динамической нагрузки для
случая равномерного нагружения двигателя;
и - коэффициенты динамичности нагрузки. Ориентировочно
принимаем , в допущении, что , степень
точности 6, ;
и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки
по длине контактных линий, и , при НВ>350 и;
и , для прямозубых колёс. Тогда
.
Начальный (делительный) диаметр шестерни (формула 30):
.
.
Модуль зацепления (по формуле 32):
mt=d5/z5=160,2/28=5,7
мм
принимаем
.
.
Расчет межосевого расстояния:
,
приравниваем
межосевое расстояние на второй ступени к значению межосевого расстояния на
первой ступени: .
Пересчитаем
геометрически зубчатые колёса 5 и 6:
отсюда:
, (60)
и подставим в уравнение (60):
, (61)
примем
новые значения и такими,
чтобы уравнение (61) не меняло значения:
, ,
.
Посчитаем
диаметры, передаточное отношение и ширину зубчатого венца по новым числам
зубьев:
,
,
,
.
2.3.2 Проверочный расчёт
1. Определение главного резонанса (шестерни):
Главный резонанс шестерни рассчитывается по формуле 36:
,
где
- угол зацепления, ;
- угол
наклона зубьев, ;
-
дорезонансная зона.
.
Определение коэффициентов расчётной нагрузки:
a) ;
б)
Коэффициент динамичности нагрузки определим
по формуле (38):
,
,
,
-
степень точности,
,
;
в)
,
где
,
;
г),
где
,
; ; ;
;
HV=425,
;
;
д)
;
е)
, тогда:
,
.
3. Проверка передачи на контактную выносливость:
,
Устанавливаем
следующие параметры:
Коэффициенты
ZH, , Ze :
(при )
-
коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, для
стальных колёс
Ze=1 (для
прямозубых колес);
, что
является нормальным.
.
Проверка передачи на изгибную выносливость:
[σF]5=[σF]6=470,6
МПа;
-
коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса
;
.
так
как <125,3, проверяем зуб шестерни:
, что
является нормальным.
6. Проверка передачи на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки:
.
.
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:
а)
Делительный диаметр:
,
б) Диаметры вершин зубьев:
,
в)
Диаметры окружностей впадин:
,
.
г)
ширина зубчатого венца:
.
3.
Расчёт и конструирование валов
.1
Расчёт вала 1 (рис. 1)
Вращающий
момент на валу 1036860 Н, мм
Частота
вращения вала 3500 1/мин
Расчётная
схема вала с размерами (рис. 3) , , ,
Диаметр
зубчатых колес ,
Зубчатые
колёса ЗК1 - коническое прямозубое
ЗК3
- цилиндрическое прямозубое
Угол
зацепления зубчатых колёс
Срок
службы 3200 час =3200·60 мин
.1.1
Проектировочный расчёт вала
1.
Предварительно определим диаметр вала из расчёта только на крученее по формуле
(62). Принимаем вал полым , допускаемое напряжение кручения :
, (62)
,
Принимаем
стандартное значение диаметра 100 мм (ГОСТ 6636-69)
Найдём
внутренний диаметр:
, (63)
.
Разрабатываем
конструкцию вала (рис. 2).
.1.2
Проверочный расчёт вала
1.
Составляем расчетную схему, представляя вал как балку на двух опорах (см. рис.
3).
.
Усилия Frш, Ftш, Fаш
и Frk, Ftk, Faк,
изображенные на расчетной схеме, переносим статическими нулями в ось вращения
вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей и строим эпюры
изгибающих и крутящих моментов.
.
Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем
величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений и наличие
концентраторов (шпонок, шлиц, отверстий, проточек и т.д.).
Выполним
проверку вала на прочность в сечении, расположенном посередине ступицы первого
зубчатого колеса (см. рис. 3).
Рис. 2
Рис. 3
. Определяем составляющие нормальной силы в зацеплениях, используя
формулы:
а) окружные:
, (64)
, (65)
,
;
б)
радиальные:
Радиальную
силу прямозубого конического колеса определим по формуле:
, (66)
Радиальную
силу прямозубого цилиндрического колеса определим по формуле:
, (67)
,
;
в)
осевые
, (68)
.
Для принятой расчетной схемы рис. 3 определяем суммарный изгибающий момент в
проверяемом опасном сечении вала (в данном случае посередине ступицы первого
зубчатого колеса).
а)
изгибающий момент в вертикальной плоскости Ми(в):
, (69)
, (70)
, (72)
, (73)
,
,
,
,
,
б)
изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
, (74)
, (75)
, (76)
в)
суммарный изгибающий момент :
, (77)
.
Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении ():
а)
напряжения изгиба вала
, (78)
Так
как мы рассчитываем в сечении по середине ступицы, а там есть шлицы, то берём :
б)
напряжения кручения вала
, (79)
в)
эквивалентные напряжения определяем по формуле:
, (80)
;
г)
при расчете на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении,
умножая на этот коэффициент:
;
;
;
;
;
д)
допускаемое напряжение для материала вала 12ХН3А, имеющего предел текучести :
.
Рассчитанные
эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках
меньше допускаемых.
.
Рассчитываем вал на выносливость (основной расчет):
а)
определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям
изгиба:
Предел
выносливости при изгибе для материала вала 12ХН3А равен: .
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений
Суммарный
коэффициент учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
изгибе:
, (81)
где
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного
сечения;
-
коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности;
-
коэффициент влияния упрочнения для образца с концентрацией напряжений и при
обдувке дробью;
- для
шлицевых участков валов эффективный коэффициент концентрации напряжений;
Тогда
.
Амплитудное
значение напряжения:
.
При
наличии осевой силы учитываем среднее значение напряжения :
осевая
сила :
, (82)
Тогда
коэффициент запаса усталостной прочности равен:
, (83)
б) коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям
кручения
Предел
выносливости при кручении для материала вала 12ХН3А .
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений .
Суммарный
коэффициент учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
кручении:
, (84)
где
- для шлицевых участков валов эффективный коэффициент
концентрации напряжений выбираем.
Тогда:
.
Определяем
амплитудное и среднее значения напряжений ( и ):
, (85*)
.
Тогда:
, (85)
.
в)
коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и
кручения вычисляем по формуле:
, (86)
Рассчитанный
коэффициент запаса усталостной прочности больше допускаемого, минимальное
значение которого колеблется в пределах
.2
Расчёт вала 2 (рис. 1)
Вращающий
момент на валу 2829710 Н, мм
Частота
вращения вала 972,2 1/мин
Расчётная
схема вала с размерами (рис. 5) , , ,
Диаметр
зубчатых колес ,
Зубчатые
колёса ЗК4 и ЗК5 - цилиндрическое прямозубое
Угол
зацепления зубчатых колёс
Срок
службы 3200 час =3200·60 мин
.2.1
Проектировочный расчёт вала
1.
Предварительно определим диаметр вала из расчёта только на крученее по формуле
(62). Принимаем вал полым , допускаемое напряжение кручения :
,
Принимаем
стандартное значение диаметра 100 мм (ГОСТ 6636-69)
Найдём
внутренний диаметр (формула 63):
Разрабатываем
конструкцию вала (рис. 4).
Рис.
4
Рис.
5
3.2.2
Проверочный расчёт вала
1.
Составляем расчетную схему, представляя вал как балку на двух опорах (см. рис.
5).
.
Усилия Frш,Ftш,Fаш
и Frk,Ftk,Faк,
изображенные на расчетной схеме, переносим статическими нулями в ось вращения
вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей и строим эпюры
изгибающих и крутящих моментов.
.
Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем
величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений и наличие
концентраторов (шпонок, шлиц, отверстий, проточек и т.д.).
Выполним
проверку вала на прочность в сечении, расположенном посередине ступицы
четвёртого зубчатого колеса (см. рис. 5).
.
Определяем составляющие нормальной силы в зацеплениях, используя формулы:
а)
окружные (формулы (64) и (65)):
,
;
б)
радиальные(формулы (67)):
;
5. Для принятой расчетной схемы рис. 5 определяем суммарный изгибающий
момент в проверяемом опасном сечении вала (в данном случае посередине ступицы
четвёртого зубчатого колеса).
а) изгибающий момент в вертикальной плоскости Ми(в) (по
формулам 69, 70, 71):
,
,
,
б)
изгибающий момент в горизонтальной плоскости (формулы
74, 75, 76):
в)
суммарный изгибающий момент (77):
.
Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении ():
а)
напряжения изгиба вала (78):
Так
как мы рассчитываем в сечении по середине ступицы, а там есть шлицы, то берём :
;
б)
напряжения кручения вала (79):
в)
эквивалентные напряжения определяем по формуле 80:
;
г)
при расчете на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении,
умножая на этот коэффициент:
;
;
;
;
;
д)
допускаемое напряжение для материала вала 12Х2Н4А, имеющего предел текучести :
.
Рассчитанные
эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках
меньше допускаемых.
.
Рассчитываем вал на выносливость (основной расчет):
а)
определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям
изгиба:
Предел
выносливости при изгибе для материала вала 40Х равен:
.
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений
Суммарный
коэффициент учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
изгибе рассчитаем по формуле 81. Дл его определения необходимы:
-
коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
-
коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности;
-
коэффициент влияния упрочнения для образца с концентрацией напряжений и при
обдувке дробью;
- для
шлицевых участков валов эффективный коэффициент концентрации напряжений;
Тогда
.
Амплитудное
значение напряжения:
.
Тогда
коэффициент запаса усталостной прочности равен (83):
б)
коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
Предел
выносливости при кручении для материала вала 40Х .
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений .
Суммарный
коэффициент учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
кручении рассчитаем по формуле 84. Для его расчёта необходимы:
- для
шлицевых участков валов эффективный коэффициент концентрации напряжений
выбираем.
Тогда:
.
Определяем
амплитудное и среднее значения напряжений ( и ) по формуле 85*:
.
Тогда:
.
в)
коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и
кручения вычисляем по формуле 86:
Рассчитанный
коэффициент запаса усталостной прочности больше допускаемого, минимальное
значение которого колеблется в пределах
.3
Расчёт вала 3 (рис. 1)
редуктор вертолет подшипник вал
Вращающий
момент на валу 5391500 Н, мм
Частота
вращения вала 500 1/мин
Расчётная
схема вала с размерами (рис. 7) , ,
Диаметр
зубчатых колес
Зубчатые
колёса ЗК6 - цилиндрическое прямозубое
Угол
зацепления зубчатых колёс
Срок
службы 3200 час =3200·60 мин
.3.1
Проектировочный расчёт вала
1.
Предварительно определим диаметр вала из расчёта только на крученее по формуле
(62). Принимаем вал полым , допускаемое напряжение кручения :
,
Принимаем
стандартное значение диаметра 140 мм (ГОСТ 6636-69)
Найдём
внутренний диаметр (формула 63):
Разрабатываем
конструкцию вала (рис. 6).
Рис.
6
Рис.
7
3.3.2
Проверочный расчёт вала
1.
Составляем расчетную схему, представляя вал как балку на двух опорах (см. рис.
7).
.
Усилия Frш,Ftш,Fаш
и Frk,Ftk,Faк,
изображенные на расчетной схеме, переносим статическими нулями в ось вращения
вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей и строим эпюры
изгибающих и крутящих моментов.
.
Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем
величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений и наличие
концентраторов (шпонок, шлиц, отверстий, проточек и т.д.).
Выполним
проверку вала на прочность в сечении, расположенном посередине первого
подшипника (см. рис. 7).
.
Определяем составляющие нормальной силы в зацеплениях, используя формулы:
а)
окружные (формулы (64) и (65)):
,
б)
радиальные (формулы (67)):
;
.
Для принятой расчетной схемы рис. 7 определяем суммарный изгибающий момент в
проверяемом опасном сечении вала (в данном случае посередине первого
подшипника).
а)
изгибающий момент в вертикальной плоскости Ми(в):
, (87)
б)
изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
, (88)
в)
суммарный изгибающий момент (77):
.
Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении ():
а)
напряжения изгиба вала (78):
;
б)
напряжения кручения вала (79):
в)
эквивалентные напряжения определяем по формуле 80:
;
г)
при расчете на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении,
умножая на этот коэффициент:
;
;
;
;
;
д)
допускаемое напряжение для материала вала 40Х, имеющего предел текучести :
.
Рассчитанные
эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках
меньше допускаемых.
.
Рассчитываем вал на выносливость (основной расчет):
а)
определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям
изгиба:
Предел
выносливости при изгибе для материала вала 40Х равен:
.
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений
Суммарный коэффициент учитывающий влияние всех факторов на сопротивление
усталости при изгибе рассчитаем по формуле 81. Дл его определения необходимы:
-
коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
-
коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности;
-
коэффициент влияния упрочнения для образца с концентрацией напряжений и при
обдувке дробью;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений для участков валов без
концентратора;
Тогда
.
Амплитудное
значение напряжения:
.
Тогда
коэффициент запаса усталостной прочности равен (83):
б)
коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
Предел
выносливости при кручении для материала вала 40Х .
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений .
Суммарный коэффициент учитывающий влияние всех факторов на сопротивление
усталости при кручении рассчитаем по формуле 84. Для его расчёта необходимы:
-
участков валов без концентратора напряжения эффективный коэффициент
концентрации напряжений выбираем.
Тогда:
.
Определяем
амплитудное и среднее значения напряжений ( и ) по формуле 85:
.
Тогда:
.
в)
коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и
кручения вычисляем по формуле 86:
Рассчитанный
коэффициент запаса усталостной прочности больше допускаемого, минимальное
значение которого колеблется в пределах
3.4
Расчёт вала 4 (рис. 1)
Вращающий
момент на валу 272100 Нмм
Частота
вращения вала 2200 1/мин
Расчётная
схема вала с размерами (рис. 9) , ,
Диаметр
зубчатых колес
Зубчатые
колёса ЗК2 - коническое прямозубое
Угол
зацепления зубчатых колёс
Срок
службы 3200 час =3200·60 мин
.4.1
Проектировочный расчёт вала
1.
Предварительно определим диаметр вала из расчёта только на крученее по формуле
(62). Принимаем вал полым , допускаемое напряжение кручения :
,
Принимаем
стандартное значение диаметра 45 мм (ГОСТ 6636-69)
Найдём
внутренний диаметр (формула 63):
Разрабатываем
конструкцию вала (рис. 8).
Рис.
8
Рис.
9
.4.2
Проверочный расчёт вала
1.
Составляем расчетную схему, представляя вал как балку на двух опорах (см. рис.
9).
.
Усилия Frш,Ftш,Fаш
и Frk,Ftk,Faк,
изображенные на расчетной схеме, переносим статическими нулями в ось вращения
вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей и строим эпюры
изгибающих и крутящих моментов.
.
Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем
величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений и наличие
концентраторов (шпонок, шлиц, отверстий, проточек и т.д.).
Выполним
проверку вала на прочность в сечении, расположенном посередине первого
подшипника(см. рис. 9).
.
Определяем составляющие нормальной силы в зацеплениях, используя формулы:
а)
окружные (формулы (64) и (65)):
,
б)
радиальные (формулы (67)):
, ,
;
в)
осевые (68):
,
.
.
Для принятой расчетной схемы рис. 9 определяем суммарный изгибающий момент в
проверяемом опасном сечении вала (в данном случае посередине второго
подшипника).
а)
изгибающий момент в вертикальной плоскости Ми(в):
, (89)
,
б)
изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
.
в)
суммарный изгибающий момент (77):
.
Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении ():
а)
напряжения изгиба вала (78):
;
б)
напряжения кручения вала (79):
в)
эквивалентные напряжения определяем по формуле 80:
;
г)
при расчете на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении,
умножая на этот коэффициент:
;
;
;
;
;
д)
допускаемое напряжение для материала вала 40Х, имеющего предел текучести :
.
Рассчитанные
эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках
меньше допускаемых.
.
Рассчитываем вал на выносливость (основной расчет):
а)
определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям
изгиба:
Предел
выносливости при изгибе для материала вала 40Х равен:
.
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений
Суммарный коэффициент учитывающий влияние всех факторов на сопротивление
усталости при изгибе рассчитаем по формуле 81. Дл его определения необходимы:
-
коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
-
коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности;
-
коэффициент влияния упрочнения для образца без концентрации напряжений и при
обдувке дробью;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений для участков валов без
концентратора;
Тогда
.
Амплитудное
значение напряжения:
.
При
наличии осевой силы учитываем среднее значение напряжения :
осевая
сила :
Тогда
коэффициент запаса усталостной прочности равен (83):
б)
коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
Предел
выносливости при кручении для материала вала 40Х .
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений .
Суммарный
коэффициент учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
кручении рассчитаем по формуле 84. Для его расчёта необходимы:
-
участков валов без концентратора напряжения эффективный коэффициент
концентрации напряжений выбираем.
Тогда:
.
Определяем
амплитудное и среднее значения напряжений ( и ) по формуле 85*:
.
Тогда:
.
в)
коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и
кручения вычисляем по формуле 86:
Рассчитанный
коэффициент запаса усталостной прочности больше допускаемого, минимальное
значение которого колеблется в пределах
4. Расчёт подшипников
.1 Расчёт подшипников первого вала (рис. 2)
Исходя из конструкции механизма, подбираем на вал два разных подшипника:
) шариковый радиально-упорный однорядный с разъёмным внутренним кольцом
(четырёхточечный контакт) 176220 ГОСТ 8995-75:
2)
роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 12218 ГОСТ 8328-75:
.1.1
Проверка подобранных подшипников по динамической грузоподъёмности
1.
Для выбранной расчётной схемы определяем реакции в опорах (рис. 3):
, (90)
,
б)
определение реакций в опоре А:
, (91)
, (92)
,
;
в)
определение реакций в опоре В:
,
;
г)
определение суммарных реакций в опорах:
, (93)
, (94)
,
;
.
Для наиболее нагруженной опоры В рассчитываем эквивалентную нагрузку (принимая ):
Для
радиальных подшипников эквивалентная нагрузка равна:
, (95)
Для
радиально-упорных подшипников эквивалентная нагрузка равна:
где
V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего
кольца V=1;
-
коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. Так как нагрузка с
умеренными толчками ;
-
температурный коэффициент. Редуктор работает с рабочей температурой меньше 124
градусов, принимаем ;
X, Y -
коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;
Найдём
X и Y для шарикового радиально-упорного подшипника:
,
так
как , то X=1,Y=0.
Эквивалентная
нагрузка для радиального и радиально-упорного подшипников, так как X=1,Y=0:
.
.
Определяем расчетный ресурс в миллионах оборотов:
, (96)
.
.
Определяем динамическую грузоподъёмность подшипника по формуле:
, (97)
где
a1=0,62 -
коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности;
a23=1 - значение коэффициента качества материала
подшипников;
p - показатель
степени, равный для шарикоподшипников 3, для роликоподшипников - 10/3.
Динамическая
грузоподъёмность для шарикоподшипника:
,
Динамическая
грузоподъёмность для роликоподшипников:
Это
меньше каталожной динамической грузоподъемности, поэтому оставляем выбранные
подшипники.
.1.2
Проверка подшипника на быстроходность
, (98)
где
- допускаемое значение быстроходности;
к=0,6
- коэффициент долговечности;
-
средний диаметр подшипника; (99)
,
,
Для
шарикоподшипника:
Для
роликоподшипников:
.
.2
Расчёт подшипников второго вала (рис. 4)
Исходя
из конструкции механизма, подбираем на вал два разных подшипника:
)
шариковый радиально-упорный однорядный с разъёмным внутренним кольцом
(четырёхточечный контакт) 176220 ГОСТ 8995-75:
2)
роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 12218 ГОСТ 8328-75:
.2.1
Проверка подобранных подшипников по динамической грузоподъёмности
1.
Для выбранной расчётной схемы определяем реакции в опорах (рис. 5):
а)
определение реакций в опоре А:
,
;
б)
определение реакций в опоре В:
,
;
в)
определение суммарных реакций в опорах:
,
;
.
Для наиболее нагруженной опоры В рассчитываем эквивалентную нагрузку по формулам 95 (принимая ):
V - коэффициент
вращения, при вращении внутреннего кольца V=1;
-
коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. Так как нагрузка с
умеренными толчками ;
-
температурный коэффициент. Редуктор работает с рабочей температурой меньше 124
градусов, принимаем ;
X, Y -
коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;
Найдём
X и Y для шарикового радиально-упорного подшипника:
,
так
как , то X=1,Y=0.
Эквивалентная
нагрузка для радиального и радиально-упорного подшипников, так как X=1,Y=0:
.
.
Определяем расчетный ресурс в миллионах оборотов (96):
.
.
Определяем динамическую грузоподъёмность подшипника по формуле 97:
a1=0,62 - коэффициент, вводимый при необходимости
повышения надежности;
a23=1 - значение коэффициента качества материала
подшипников;
p - показатель
степени, равный для шарикоподшипников 3, для роликоподшипников - 10/3.
Динамическая
грузоподъёмность для шарикоподшипника:
,
Динамическая
грузоподъёмность для роликоподшипников:
Это
меньше каталожной динамической грузоподъемности, поэтому оставляем выбранные
подшипники.
.2.2
Проверка подшипника на быстроходность
-
допускаемое значение быстроходности;
к=0,6
- коэффициент долговечности;
,
,
Для
шарикоподшипника:
Для
роликоподшипников:
, .
.3
Расчёт подшипников третьего вала (рис. 6)
Исходя
из конструкции механизма, подбираем подшипник:
Роликовый
конический однорядный :
.3.1
Проверка подобранных подшипников по динамической грузоподъёмности
1.
Для выбранной расчётной схемы определяем реакции в опорах (рис. 7):
,
;
.
Для наиболее нагруженной опоры В рассчитываем эквивалентную нагрузку по формулам 95 (принимая ):
V - коэффициент
вращения, при вращении внутреннего кольца V=1;
-
коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. Так как нагрузка с
умеренными толчками ;
-
температурный коэффициент. Редуктор работает с рабочей температурой меньше 124
градусов, принимаем ;
X, Y -
коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;
Найдём
X и Y:
,
так
как , то X=1,Y=0.
Эквивалентная
нагрузка:
.
.
Определяем расчетный ресурс в миллионах оборотов (96):
.
.
Определяем динамическую грузоподъёмность подшипника по формуле 97:
a1=1 - коэффициент, вводимый при необходимости повышения
надежности;
a23=0,9 - значение коэффициента качества материала
подшипников;
p - показатель
степени, равный для роликоподшипников -10/3.
Динамическая
грузоподъёмность для роликоподшипников:
Это
меньше каталожной динамической грузоподъемности, поэтому оставляем выбранные
подшипники.
4.3.2
Проверка подшипника на быстроходность
- допускаемое
значение быстроходности;
к=0,6
- коэффициент долговечности;
,
, .
.4
Расчёт подшипников четвёртого вала (рис. 8)
Исходя
из конструкции механизма, подбираем на вал два разных подшипника:
шариковый
радиально-упорный однорядный 36209 ГОСТ 831-75:
.4.1
Проверка подобранных подшипников по динамической грузоподъёмности
1.
Для выбранной расчётной схемы определяем реакции в опорах (рис. 9):
а)
изгибающий момент () (90):
,
б)
осевая реакция в опоре:
в)
определение реакций в опоре А:
г)
определение реакций в опоре В:
.
Для наиболее нагруженной опоры В рассчитываем эквивалентную нагрузку по формулам 95 (принимая ):
Для
радиально-упорных подшипников эквивалентная нагрузка равна:
V - коэффициент
вращения, при вращении внутреннего кольца V=1;
-
коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. Так как нагрузка с
умеренными толчками ;
-
температурный коэффициент. Редуктор работает с рабочей температурой меньше 124
градусов, принимаем ;
X, Y -
коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;
Найдём
X и Y для шарикового радиально-упорного подшипника:
,
так
как , то X=1,Y=0.
Эквивалентная
нагрузка для радиально-упорного подшипников, так как X=1,Y=0:
.
.
Определяем расчетный ресурс в миллионах оборотов (96):
.
.
Определяем динамическую грузоподъёмность подшипника по формуле 97:
a1=0,62 - коэффициент, вводимый при необходимости
повышения надежности;
a23=1 - значение коэффициента качества материала
подшипников;
p - показатель
степени, равный для шарикоподшипников 3.
Динамическая
грузоподъёмность для шарикоподшипника:
,
Это
меньше каталожной динамической грузоподъемности, поэтому оставляем выбранные
подшипники.
4.4.2
Проверка подшипника на быстроходность
-
допускаемое значение быстроходности;
к=0,6
- коэффициент долговечности;
,
5.
Расчет шлицевых соединений
Боковые
поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их - на
изгиб и срез. Для применяемых соотношений элемента шлицевых соединений решающее
значение имеет расчёт на смятие:
, (100)
где
, (101)
z - число
зубьев;
k - коэффициент
неравномерности распределения нагрузки;
h - высота зуба;
l - рабочая
длина шлица;
-
допускаемое напряжение на смятие.
.1
Расчет шлицов на первом валу
; ; ; k=0,8;
;; ;
,
.2
Расчет шлицов на втором валу
; ;; k=0,8;;; ;
,
.3
Расчет шлицов на четвёртом валу
; ;; k=0,8;;; ;
,
6.
Расчет группы болтов
.1
Расчёт диаметров (рис. 10)
Рассчитаем
болтовое соединение, крепящее механизм 12 к корпусу.
.
Определим потребное усилие затяжки из условия не раскрытия стыка:
(102)
z - принятое
число болтов;
Ас
- площадь, на которой расположена группа болтов. Тогда:
, (103)
r=30 мм.
Wc - момент
сопротивления:
, (104)
(105)
, ,
k = 1,5 -
коэффициент запаса затяжки;
.
Полное усилие, действующее на один болт:
Материал
болтов сталь 40Х -
.
Определяем расчетный внутренний диаметр резьбы болтов из условия их прочности
на разрыв:
Конструктивно
принимаем внутренний диаметр d=20 мм.
.2
Проверочный расчет
Определяем
коэффициенты запаса усталостной прочности болта:
где
ε=0.75
для резьбы М10…М20, Ку -
коэффициент, учитывающий технологическое упрочнение (К=1 при нарезной резьбе); β - коэффициент конструктивно упрочнения (β=1.35…1.6, если тело гайки в зоне резьбы частично или
по всей длине работает на растяжение).
7.
Смазка механизма
В
качестве смазочных материалов используют жидкие нефтяные и синтетические
смазочные масла, пластичные и твёрдые смазки, а также воду, воздух и другие
газы. Наибольшее распространение имеют нефтяные смазочные масла и пластичные
смазки.
Для
смазки данного механизма было выбрано автотракторное АК-15 ГОСТ 1862-63.
Наиболее
распространены в главных редукторах вертолётов открытые одноконтурные или
двухконтурные циркуляционные маслосистемы.
В
данном редукторе применяется открытая одноконтурная маслосистема.
В
одноконтурной замкнутой системе масло циркулирует по контуру бак - редуктор -
бак. В данном редукторе масло из поддона редуктора, являющегося одновременно
баком системы, поступает в маслонасос, который подаёт масло на смазывание
подшипников и шестерен. Проходя через все подшипники и шестерни, горячее масло
попадает в маслоотстойник, корпус которого имеет рёбра для лучшего теплообмена.
Заключение
В
данной работе выполнен расчет и конструирование редуктора вертолёта МИ - 1.
В
результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей
механизма, участвующих в передаче движения, таких как: подшипники, зубчатые
колёса, валы.
Детали
корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны конструктивно.
Произведен подбор стандартных деталей крепежа.
Так
же рассмотрены методики проектировочного и проверочного расчетов цилиндрических
зубчатых передач, подшипников и валов.
Список
литературы
1. Анурьев
В.И. “Справочник конструктора-машиностроителя” В 3 т. - М.: Машиностроение,
1979-1982. - Т. 1 - 728 с., т. 2 - 559 с, т. 3 - 557 с.
2. Артёменко
М.П., Волошин А.С., Ефроян А.С. “Расчёт и проектирование зубчатых передач
летательных аппаратов и авиадвигателей” - ХАИ, 1996.
. Вулгаков
Э.Б. “Авиационные зубчатые передачи и редуктора” - М.: Машиностроение, 1981.
. Иванов
М.Н. Иванов В.Н. Детали Машин. - Москва ”Высшая школа”, 1975 г.
. Назин
В.И. “Проектирование механизмов роботов” - ХАИ, 1999.
. Назин
В.И. “Проектирование подшипников и валов” - ХАИ, 2004.