123827 (Проектирование главного редуктора вертолета), страница 4
Описание файла
Документ из архива "Проектирование главного редуктора вертолета", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "123827"
Текст 4 страницы из документа "123827"
Что является выше допустимого
Все опасные сечения были проверены на выносливость.
7.4. Расчёт долговечности подшипников качения
Для всех подшипников принимаем:
Кинетический коэффициент V=1, т.к в каждом случае вращается внутреннее кольцо, а наружное неподвижно относительно приложенной нагрузки;
Коэффициент безопасности K = 1,2;
Температурный коэффициент Kt = 1.
Расчет долговечности подшипников входного вала
Выбраны подшипники - 176311 и 2111
Опора 176311 шарикоподшипник радиально - упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=65000 Н, статическая С0=52600 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
,
,
Н
Долговечность подшипника равна:
млн. обр.
ч< th=1600 ч
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем более качественную подшипниковую сталь электрошлакового переплава, которая повысит грузоподъёмность подшипника на 20%.
млн. обр,
ч. > th=1600 ч.
Значит устанавливаем окончательно подшипник 176311.
Опора 2111 роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=32000 Н, статическая С0=24020 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Н
Долговечность подшипника равна:
млн. обр.
ч> th=1600 ч
Расчет долговечности подшипников промежуточного вала
Выбраны подшипники - 7212 и 7212
Опора 7212 конический роликоподшипник радиально - упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=72200 Н, статическая С0=58400 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
,
,
Н
Долговечность подшипника равна:
млн. обр.
ч< th=1600 ч
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем: более качественную подшипниковую сталь двойного (электрошлакового + вакуумно - дугового) переплава, которая повысит грузоподъёмность подшипника на 50%.
млн. обр,
ч. > th=1600 ч.
Значит устанавливаем окончательно подшипник 7212 из стали двойного (электрошлакового + вакуумно-дугового) переплава.
Опора 7212 конический роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=72200 Н, статическая С0=58400 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Н
Долговечность подшипника равна:
млн. обр.
ч> th=1600 ч
В целях унификации окончательно устанавливаем подшипник 7212
Расчет долговечности подшипников выходного вала
Выбраны подшипники - 7217 и 7217
Опора 7217 конический роликоподшипник радиально - упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=109000 Н, статическая С0=91400 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
,
,
Н
Долговечность подшипника равна:
млн. обр.
ч> th=1600 ч
Значит устанавливаем окончательно подшипник 7217.
Опора 7217 конический роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=109000 Н, статическая С0=91400 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Н
Долговечность подшипника равна:
млн. обр.
ч> th=1600 ч
В целях унификации окончательно устанавливаем подшипник 7212
8. Расчет шлицевых соединений
Шлицевые соединения рассчитываются на напряжения смятия:
,
Где R - средний радиус шлицев; f - коэффициент высоты профиля; i =0,8 для шлицев воспринимающих нагрузку; L - длина шлицев.
Допускаемое напряжение смятия [σсм] =100 МПа.
Входной вал:
Модуль m=2 мм; число зубьев Z=22; L=45 мм.
.
Промежуточный вал:
Модуль m=2 мм; число зубьев Z=32; L=65 мм
.
Выходной вал:
Модуль m=3 мм; число зубьев Z=29; L=68 мм
Модуль m=3 мм; число зубьев Z=22; L=70 мм
9. Система смазки
Для смазывания зубчатых передач, подшипников качения, шлицевых соединений применяем циркуляционную систему смазки. Масло из поддона редуктора поступает по системе каналов к точкам смазывания ответственных узлов подшипников и зубчатых колес охлаждая и защищая от разрушения, горячие масло сливается обратно в поддон где охлаждается до нужной температуры после чего процесс повторяется. В качестве смазочного материала выбираем минеральное масло МН-7,5У ГОСТ 17748-72 которое наилучшим образом подходит под наши требования.
В качестве уплотнительных устройств применяем манжетные уплотнения из-за их надежности.
Заключение
В данной работе произведён расчёт конической и цилиндрической 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. Выполнена проверка на статическую прочность при перегрузке. Проведен подбор и расчет подшипников на долговечность, проектировочный и проверочные расчеты валов, расчет шлицевых соединений, резьбовых, продумана система смазки, уплотнения.
Список использованных источников
1. “Оси, валы и опоры качения" А.М. Циприн, М.И. Курушин, Е.П. Жильников. Куйбышев, КуАИ, 1976.
2. ”Подшипники качения" Справочник-каталог. Под. ред.В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского.М., Машиностроение, 1984.
3. ”Конструирование узлов и деталей машин" П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. М., Выс. шк., 1985
4. ”Курсовое проектирование деталей машин" В.Н. Кудрявцев и др., Л., Машиностроение, 1984.
5. ”Расчёт на прочность цилиндрической зубчатой передачи с использованием ЭВМ “ Электроника ДЗ-28 ".
6. ”Курсовое проектирование по деталям машин для авиационных специальностей".
7. “Расчет соединения вал-ступица ", Метод. указания.
