РАсчет редуктора вертолета. Детали машин редуктор вертолета. 1. Назначение редуктора 2 Задание 2

• Название: 1. Назначение редуктора 2 Задание 2
• Анкор: РАсчет редуктора вертолета
• Дата: 05.10.2022
• Размер: 244.79 Kb.
• Имя файла: Детали машин редуктор вертолета.docx
• Тип: Документы; #716657

Оглавление

1. Назначение редуктора 2

2. Задание 2

3. Исходные данные 2

4. Проектный расчет зубчатой передачи 3

5. Проверочный расчет конической передачи на контактную прочность 5

6.Проверочный расчет конической передачи на прочность по изгибу 6

7.Приближенное определение диаметров валов в самом нагруженном сечении 8

8.Выбор подшипников 8

9.Проверочный расчет валов 9

9.1 Работоспособность подшипников 10

9.2 Расчет опасных сечений 13

9.3 Расчет шлицевого соединения: 27

9.4 Расчет шпоночного соединения: 28

1. Назначение редуктора

Промежуточный редуктор вертолета предназначен для передачи крутящего момента от главного к хвостовому редуктору, а от него на хвостовой винт вертолета. При этом промежуточный редуктор вертолета обеспечивает излом оси хвостового вала на заданный угол.

Хвостовой винт применяют в конструкциях вертолетов с одним несущим винтом для компенсации реактивного момента.

2. Задание

1. 
   Входной вал
   
2. 
   Шестерня
   
3. 
   Колесо
   
4. 
   Выходной вал
   
5. 
   Фланец
   

3. Исходные данные

Частота вращения выходного вала, nвых, об/мин	Мощность на выходном валу, кВт	Передаточное отношение	Срок службы, час	Коэффициент динамичности внешней нагрузки, Кg	Межосевой угол, градусы
2000	240	1	350	1,05	135

4. Проектный расчет зубчатой передачи

Выбор материала зубчатых колес:

Сталь 35:

• 
  Твердость сердцевины (НВ): 350;
  
• 
  Твердость поверхности (HRC): 52;
  
• 
  Ϭ_в = 880 МПа;
  
• 
  Ϭ_т = 635МПа;
  
• 
  τ_Т = 360 МПа;
  
• 
  Растяжение, Ϭ_-1р = 312 МПа;
  
• 
  Изгиб, Ϭ_-1 = 390 МПа;
  
• 
  Кручение, τ_-1 =235 МПа;
  
• 
  Ударная вязкость: 13 Дж/см².
  

Выбор относительной толщины зубчатого венца:

ψ _{в R} = 0.2

Выбор степени точности зацепления:

При 2000 об/мин приблизительная окружная скорость будет равна 25 м/с при соблюдении габаритов, тем самым можно определить степень точности, которая будет равна 6.

Выбор формы выполнения зуба:

Так как приближенная окружная скорость равна 25 м/с, то зубья будут прямые. β=0.

Определение чисел зубьев шестерни, колеса и передаточного числа:

• 
  В первом приближении: и Z₂=
  

Кратность шестерен и колес соблюдена.

• 
  Передаточное отношение U:
  

Отклонение передаточного числа есть равное , что является меньше 2.5%. Следовательно количество зубьев на колесе и шестерне подобрано верно.

Определение предельных контактных напряжений в зубьях шестерни и колеса:

При поверхностной закалке сталь 45 будет иметь следующие характеристики:

Ϭ_{H lim a}=2080 МПа ≥ Ϭ_{H lim 1}≥ Ϭ_{H lim b}=1084МПа



87739392

42000000



Так как неравенство считается выполненным, то можно принять:

Ϭ_{h lim 1}= МПа и Ϭ_{h lim min}= Мпа

По таблице 1.7 определяем коэффициент безопасности Sн. Принимаем вероятность безотказной работы > 0.99, отсюда Sн = 1.3

Определение допускаемой величины контактных напряжений в зубьях передачи:

942,779 МПа

Определение значений коэффициентов K_{H α}, K_{H β}, K_HV и функции f(β), входящих в формулу определения межосевого расстояния:

K _{H α}=1 по таблице 1.8;

K _{H β}=1 по таблице 1.9;

K _HV.=1 по первому приближению;

f(β)=0,566.

Номинальный вращающий момент



Определение конусного расстояния конической зубчатой передачи в первом приближении:



Определение модуля зацепления:



Ближайшее значение по первому ряду: m_{t e}=5

Определение основных геометрических размеров зубчатой передачи:

• 
  Делительные диаметры в наружном торцевом сечении: d₁=5*40=200 мм и d₂=5*40=200 мм;
  
• 
  Конусное расстояние:
  

;

• 
  Рабочая ширина конических зубчатых венцов: b_w=0.2*120.266=19.245 мм, округляем до ближайшего большего диаметра b_w= b₁= b₂=25 мм;
  
• 
  Среднее конусное расстояние: R _m= -0.5*25=88.766 мм;
  
• 
  Половинные углы при вершинах делительных конусов:
  

, так как передаточное отношение равно 1, то оба колесо и шестерня должны быть абсолютно одинаковыми;

δ₂=135-67.5 = 67.5°;

• 
  Наибольшая высота зубьев у торца: h_e=2*1*5+2=12 мм;
  
• 
  Высота головок зубьев у торца: h _{a e}= m_{t e}=5 мм;
  

5. Проверочный расчет конической передачи на контактную прочность

Определение коэффициентов Z_H, Z_M, Z_ε входящих в формулу для определения Ϭ _H:

Z_H=1.76

Z_M=270

Z_ε =1

Определение удельной расчетной окружной нагрузки на зубья при расчете контактной прочности:











Определение расчетных контактных напряжений:



Проверка контактной прочности зубьев передачи:

Ϭ _Н=737.529 МПа≤942.779 МПа=Ϭ _нр

6.Проверочный расчет конической передачи на прочность по изгибу

Ϭ _F1≤ Ϭ _FP1 и Ϭ _F2≤ Ϭ _FP2

Определение расчетного местного напряжения у основания зуба шестерни и колеса Ϭ _{F 1,2}:





Коэффициент, учитывающий наклон линии зуба:

Y _β=1

Определение удельной расчетной окружной нагрузки на зубья при расчете на изгиб:

• 
  ε_α=1.9;
  
• 
  n=6;
  
• 
  Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на изгиб: ;
  
• 
  Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых венцов: K _Fβ=1;
  
• 
  Удельная окружная динамическая на зубья:
  

;

• 
  Удельная расчетная окружная нагрузка на зубья шестерни и колеса при расчете на изгиб:
  

.

Расчетные местные напряжения изгиба у основания прямых зубьев шестерни и колеса:

Модуль в среднем нормальном сечении:





Определение предельных напряжений изгиба Ϭ -_{F lim} в зубьях шестерни и колеса:







Ϭ_{F lim 1,2}=523,653 МПа



Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности у основания зуба на изгибную прочность:

Y _R=1

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений и масштабный эффект:



– условие неравенства выполнено

Коэффициент безопасности при расчете зубьев на изгиб:

S _F=2,2

Допускаемые напряжения изгиба в расчетных точках зубьев шестерни и колеса:



Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса конической передачи:

Ϭ _{F 1.2}=407,102 МПа≤ Ϭ _{FP 1,2}=285,321 МПа

Так как условие не соблюдается увеличиваем ширину венца на 38 мм, по стандартному первому ряду берем ширину bw = 63 мм.

После повторения расчетов в пунктах 5 и 6 имеем:

Ϭ _{F 1.2}=203,104 МПа≤ Ϭ _{FP 1,2}=285,321 МПа

Условие выполнено.

7.Приближенное определение диаметров валов в самом нагруженном сечении

• 
  Т – вращающий момент, передаваемый валом, Н*мм:
  

Т=1146480 Н*мм;

• 
  К – коэффициент, учитывающий расположение зубчатых колес относительно подшипников:
  

К_вход=4,4 , К_вых=4,4,;

• 
  Ϭ _-1=390 МПа.
  

8.Выбор подшипников

Для редуктора, который имеет конические шестерню и колесо, а также консольное расположение зубчатой передачи относительно подшипников, были выбраны шариковые радиальные подшипники.

Для входного вала:



d – номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца; D – номинальный диаметр наружного кольца; B – номинальная ширина внутреннего кольца; T – номинальная монтажная ширина подшипника; β – угол контакта; C₀ – статическая грузоподъемность; С – динамическая грузоподъемность.

Условные обозначения подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	C0, Н	C, Н
411	55	140	33	52000	100000

9.Проверочный расчет валов

Так как шестерня и колесо являются одинаковыми из-за передаточного отношения равного единице, то валы будут нагружаться одинаково, поэтому расчет проводится по одному валу.

Расчет расстояния «а», которое определяет опору в подшипнике:



Определение нагрузок, действующих на вал:

• 
  Окружная сила:
  
• 
  Радиальная сила:
  
• 
  Осевая сила:
  

Определение опорной реакции Yб





Определение опорной реакции Yа





Проверка:

Ya+Yб-Fr = 0; 3681.889-2141.227-1540.662 = 0, условие выполнено.

Определение опорной реакции Zб:





Определение опорной реакции Za:





Проверка:

Za+Zб+Fr=0; 7156.815-18621.614+11464.8 = 0, условие выполнено.

Суммарные радиальные нагрузки на подшипники:





Определение осевых реакций в опорах:

• 
  Осевая составляющая S:
  

• 
  Условия правильной регулировки подшипников:
  

Так как S_A S_Б, то



S_Б= – неравенство выполняется



Перед продолжением произведем расчет долговечности подшипников для определения верности подбора подшипников.

9.1 Работоспособность подшипников

Опора А:

Расчет эквивалентной нагрузки:

• 
  X=0,56 – коэффициент осевой нагрузки;
  
• 
  Y=2,3 – коэффициент радиальной нагрузки;
  
• 
  V=1 – коэффициент кольца;
  
• 
  K_б=1 – коэффициент безопасности;
  
• 
  K_t=1,05 – температурный коэффициент;
  
• 
  a=0.33– коэффициент понижения ресурса.
  

Определение долговечности подшипника:





Опора Б:

Расчет эквивалентной нагрузки:

• 
  X=0.56 – коэффициент осевой нагрузки;
  
• 
  Y=2,3 – коэффициент радиальной нагрузки;
  
• 
  V=1 – коэффициент кольца;
  
• 
  K_б=1 – коэффициент безопасности;
  
• 
  K_t=1.05 – температурный коэффициент;
  
• 
  a=0.33 – коэффициент понижения ресурса.
  

Определение долговечности подшипника:



неравенство выполняется, но с большим запасом, возьмем меньшую серию ширин на опоре Б.

Условные обозначения подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	C0, Н	C, Н
311	55	120	29	25000	71500

Расчет расстояния «а», которое определяет опору в подшипнике:



Определение опорной реакции Yб





Определение опорной реакции Yа





Проверка:

Ya+Yб-Fr = 0; - -1540.662 = 0, условие выполнено.

Определение опорной реакции Zб:





Определение опорной реакции Za:





Проверка:

Za+Zб+Fr=0; - +11464.8 = 0, условие выполнено.

Суммарные радиальные нагрузки на подшипники:





Опора А:

Расчет эквивалентной нагрузки:

• 
  X=0,56 – коэффициент осевой нагрузки;
  
• 
  Y=2,3 – коэффициент радиальной нагрузки;
  
• 
  V=1 – коэффициент кольца;
  
• 
  K_б=1 – коэффициент безопасности;
  
• 
  K_t=1,05 – температурный коэффициент;
  
• 
  a=0.33– коэффициент понижения ресурса.
  

Определение долговечности подшипника:





Опора Б:

Расчет эквивалентной нагрузки:

• 
  X=0.56 – коэффициент осевой нагрузки;
  
• 
  Y=2,3 – коэффициент радиальной нагрузки;
  
• 
  V=1 – коэффициент кольца;
  
• 
  K_б=1 – коэффициент безопасности;
  
• 
  K_t=1.05 – температурный коэффициент;
  
• 
  a=0.33 – коэффициент понижения ресурса.
  

Определение долговечности подшипника:



неравенство выполняется.

9.2 Расчет опасных сечений

Определение напряжений в расчетных сечениях:

1. 
   Шпонка
   

Нормальные напряжения изменяются по несимметричному циклу:



Предел выносливости материала по нормальным напряжениям:



Ϭ_Т=635 Мпа

Ϭ_-1=390 Мпа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_Ϭ=2,01 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dϬ=0.81 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_FϬ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Предел выносливости материала по касательным напряжениям:



τ_Т=360 МПа

τ_-1=235 МПа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_τ=1,88 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dτ=0.81 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_Fτ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Результирующий запас прочности:

2. 
   Галтель
   

Нормальные напряжения изменяются по несимметричному циклу:



Предел выносливости материала по нормальным напряжениям:



Ϭ_Т=635 Мпа

Ϭ_-1=390 Мпа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_Ϭ=2 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dϬ=0.85 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_FϬ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Предел выносливости материала по касательным напряжениям:



τ_Т=360 МПа

τ_-1=235 МПа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_τ=2 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dτ=0.73 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_Fτ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Результирующий запас прочности:

3. 
   Изменение диаметра
   

Нормальные напряжения изменяются по несимметричному циклу:



Предел выносливости материала по нормальным напряжениям:



Ϭ_Т=635 Мпа

Ϭ_-1=390 Мпа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_Ϭ=2 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dϬ=0.76 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_FϬ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Предел выносливости материала по касательным напряжениям:



τ_Т=360 МПа

τ_-1=235 МПа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_τ=1 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dτ=0.65 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_Fτ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Результирующий запас прочности:

4. 
   Опора А
   

Нормальные напряжения изменяются по несимметричному циклу:



Предел выносливости материала по нормальным напряжениям:



Ϭ_Т=635 Мпа

Ϭ_-1=390 Мпа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_Ϭ=1,67 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dϬ=0.76 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_FϬ=1,67 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Предел выносливости материала по касательным напряжениям:



τ_Т=360 МПа

τ_-1=235 МПа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_τ=1,46 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dτ=0.76 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_Fτ=1,67 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Результирующий запас прочности:

5. 
   Опора Б
   

Нормальные напряжения изменяются по несимметричному циклу:



Предел выносливости материала по нормальным напряжениям:



Ϭ_Т=635 Мпа

Ϭ_-1=390 Мпа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_Ϭ=1,76 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dϬ=0.76 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_FϬ=1,67 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Предел выносливости материала по касательным напряжениям:



τ_Т=360 МПа

τ_-1=235 МПа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_τ=1,46 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dτ=0.65 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_Fτ=1,38 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Результирующий запас прочности:

6. 
   Изменение диаметра
   

Нормальные напряжения изменяются по несимметричному циклу:



Предел выносливости материала по нормальным напряжениям:



Ϭ_Т=635 Мпа

Ϭ_-1=390 Мпа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_Ϭ= 2 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dϬ=0,85 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_FϬ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Предел выносливости материала по касательным напряжениям:



τ_Т=360 МПа

τ_-1=235 МПа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_τ=2 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dτ=0.73 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_Fτ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Результирующий запас прочности:

7. 
   Шлицы
   

Нормальные напряжения изменяются по несимметричному циклу:



Предел выносливости материала по нормальным напряжениям:



Ϭ_Т=635 Мпа

Ϭ_-1=390 Мпа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_Ϭ= 1.65 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dϬ=0,85 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_FϬ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Предел выносливости материала по касательным напряжениям:



τ_Т=360 МПа

τ_-1=235 МПа







Расчет коэффициента снижения предела выносливости детали по нормальным напряжениям:

• 
  К_τ=2.55 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
  
• 
  К_dτ=0.73 – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров деталей;
  
• 
  К_Fτ=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
  
• 
  К_V=2,6 – коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение.
  

Запас прочности по нормальным напряжениям:

– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.



Результирующий запас прочности:

9.3 Расчет шлицевого соединения:

• 
  T = 1146480 Н*мм – вращающий момент;
  
• 
  h=5 мм;
  
• 
  l= 22 мм – длина шлицов;
  
• 
  z=10;
  
• 
  ψ=0.65 – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями;
  
• 
  d_m= 47 мм – средний диаметр шлицев.
  

9.4 Расчет шпоночного соединения:

• 
  T = 1146480 Н*мм – вращающий момент;
  
• 
  d_m= 35 мм – диаметр вала;
  
• 
  l= 22 мм – рабочая длина шпонки;
  
• 
  t = 4 мм - глубина врезания шпонки в ступицу;
  
• 
  ψ=0.75 – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями.
  

Возьмем шпонку из стали 12Х2Н4А

неравенство удовлетворено.