Проектирование главного вертолётного редуктора. РПЗ. Расчетнопояснительная записка

• Название: Расчетнопояснительная записка
• Анкор: Проектирование главного вертолётного редуктора
• Дата: 04.05.2023
• Размер: 0.99 Mb.
• Имя файла: РПЗ.docx
• Тип: Пояснительная записка; #1108306
• страница: 5 из 5

Ось сателлита

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении , где концентратором напряжений напрессовка.

Значение эффективного коэффициента концентрации напряжений находим по табл.13 [5]. Для диаметра D=30мм определяем методом интерполяции .

Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром D=30мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .

Момент сопротивления изгибу будет:

.

Среднее напряжение цикла .

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Коэффициент запаса прочности при изгибе

.

Крутящий момент в данном сечении отсутствует, Тогда запас усталостной прочности .

Выходной вал

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 1, которое проходит одновременно через посадочное место для ступицы водила и шлицы

Значение эффективного коэффициента концентрации напряжений при наличии эвольвентных шлицев находим по табл.11 [5]: .

Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром D=85мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .

По табл.13 [5] определяем коэффициенты концентрации напряжений в вале, вызванной посадкой ступицы зубчатого колеса по напряженной посадке: .

Определяем момент сопротивления кручению:

,

Средние напряжения кручения:

.

Амплитуда цикла при кручении:

.

Определяем запас усталостной прочности по шлицам.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Изгибающий момент в данном сечении отсутствует, Тогда запас усталостной прочности .

Определяем запас усталостной прочности по посадочной части.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Запас усталостной прочности .

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 2, где концентратором напряжений является поперечное отверстие.

Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений находим по табл.8 [5].

; ;

- коэффициент снижения момента сопротивления.

Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=85 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .

Момент сопротивления изгибу и кручению:

,

.

Среднее напряжение цикла .

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Средние напряжения кручения:

.

Амплитуда цикла при кручении:

.

Коэффициент запаса прочности при изгибе

.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Общий запас прочности по усталости:

.

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 3, где концентратором напряжений является поперечное отверстие.

Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений находим по табл.8 [5].

; ;

- коэффициент снижения момента сопротивления.

Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=85 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .

Момент сопротивления изгибу и кручению:

,

.

Среднее напряжение цикла .

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Средние напряжения кручения:

.

Амплитуда цикла при кручении:

.

Коэффициент запаса прочности при изгибе

.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Общий запас прочности по усталости:

.

В этом сечении можно ввести упрочнение дробеструйным наклепом и тогда запас усталостной прочности будет S=1.44*1.5=2.16>[S].

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 4, где концентратором напряжений является галтель r=1мм.

Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].

;

; ; ; .

Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=95 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

,

.

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Коэффициент запаса прочности при изгибе

.

Средние напряжения кручения:

.

Амплитуда цикла при кручении:

.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Общий запас прочности по усталости в сечении 4:

- больше минимально допустимого.

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 5.

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

,

.

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Коэффициент запаса прочности при изгибе

.

Средние напряжения кручения:

.

Амплитуда цикла при кручении:

.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Общий запас прочности по усталости в сечении 5:

- больше минимально допустимого.
4.5 Расчет подшипников качения на долговечность

Роликовый подшипник входного вала (№2209: d=45мм, D=65мм, B=19мм, C=44кН) воспринимает радиальную нагрузку

.

Рассчитываю подшипник на долговечность. Динамическую приведенную нагрузку определяем по формуле

.

Здесь - коэффициент безопасности, для редуктора двигателя ; - температурный коэффициент, при температуре подшипника не выше 120⁰ ;V- коэффициент вращения, V=1,2 при вращении относительно вектора радиальной нагрузки наружного кольца, в противном случае V=1.

;

- ресурс.

Здесь k_КАЧ- коэффициент, зависящий от класса точности, k_КАЧ=1,0..1,1; а₁- коэффициент, зависящий от смазки, а₁=1,0..1,2.



Шариковый подшипник входного вала (№126209: d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=38,7кН, ) воспринимает радиальную нагрузку R и осевую A:

;

А=1983,7Н.

Рассчитываю подшипник на долговечность. По [3] находим е=1,5tg(26⁰)=0,73. Т.к. , то динамическую приведенную нагрузку определяем по формуле:

.

-не проходит по ресурсу.

Принимаем шариковый подшипник №176310: d=50мм, D=110мм, B=27мм, C=71,8кН, ):



Шариковый подшипник промежуточного вала (№12212: d=60мм, D=110мм, B=22мм, C=53,7кН) воспринимает радиальную нагрузку R и осевую A:

;

А=4722,9Н.

Рассчитываю подшипник на долговечность. По [3] находим е=0,38. Т.к. , то динамическую приведенную нагрузку определяем по формуле:

.

.

Роликовый подшипник промежуточного вала (№2211: d=55мм, D=100мм, B=21мм, C=56,1кН) воспринимает радиальную нагрузку:

;

Рассчитываю подшипник на долговечность. Динамическую приведенную нагрузку определяем по формуле:

.

.

На выходном валу установлены роликовые конические подшипники №7220А: d=100мм, D=180мм, B=37мм, C=233кН. Реакции в опорах равны (см. рис.4):

R_A=2975.3H, R_B=4975.3H.

Рассчитаю подшипники на долговечность:



Принимаю .

, где ;

.

Рассчитываю наиболее нагруженный первый подшипник (опора «А» см. рис.4):

;

.

Роликовый подшипник сателлита (№12207, d=35мм, D=72мм, B=17мм, C=31,9кН) воспринимает радиальную нагрузку F_R=10303,2Н. Рассчитаю подшипник на долговечность.

.

.

Долговечность всех подшипников обеспечена.

4. РАСЧЁТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие , а основание их - на изгиб и срез . Решающее значение имеет расчёт на смятие. При расчете на смятие должно выполняться условие:

.

Здесь ; - коэффициент неравномерности нагрузки, .

По ГОСТ 21425 .

Произведем расчет на прочность шлиц входного вала ( , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц промежуточного внешнего вала ( , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц промежуточного внутреннего вала ( , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц выходного вала (соединение вала с водилом, , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц выходного вала ( , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Работоспособность шлицевых соединений обеспечена.
5. РАСЧЁТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Расчет болтов крепления редуктора к раме рассмотрен в приложении. Расчет произведен на ЭВМ с использованием данных по болтам, их расположению, а также данным по корпусу редуктора.

Расчетное напряжение не превышает допускаемое.
6. ВЫБОР, РАСЧЁТ И ОПИСАНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ И УПЛОТНЕНИЯ.

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты детали редуктора должны иметь смазку.

В спроектированном редукторе система смазки проточная, рециркуляционная. В рамках курсового проекта рассмотрен подвод масла через корпус. Используем масло марки ИМП-10. Масло подается через форсунки под давлением 4 атм. Смазываются все пары редуктора:

Для подшипников, установленных на выходном валу, спроектирована подача масла через форсунку, и струя СОЖ попадает на тела качения.

Для подшипников, установленных на сателлите и всей планетарной передачи также предусмотрена система смазки через форсунку и масляный коллектор.

На подшипники, установленные на промежуточном валу, масло подается сверху из планетарной передачи и системы смазки входного и выходного валов.

Для системы входного вала используется свежая СОЖ (подаваемая через форсунки и каналы), а также СОЖ из планетарной передачи.

К шлицам внутреннего вала предусмотрен подход масла изнутри.

В спроектированном редукторе предусмотрена система отвода отработанной СОЖ для её охлаждения и очистки.

Для избежания выброса масла из корпуса редуктора через уплотнения и стыки в верхней точке корпуса установлен суфлер-отдушина.

Манжетные уплотнения на входном и выходном валах предотвращают утечку масла из корпуса редуктора и препятствуют попаданию в него пыли и влаги извне.


7. ПОРЯДОК СБОРКИ, РАЗБОРКИ И РЕГУЛИРОВКИ ЗАЗОРОВ В ЗАЦЕПЛЕНИИ И ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Регулирование осевой игры подшипников качения, а также положения шестерни на входном валу обеспечивают перемещением наружных колец подшипников набором металлических прокладок, установленных между стаканом и крышкой на входном валу.

Регулирование положения шестерни промежуточного вала осуществляется прокладками между ступицей и буртом вала. Для регулирования положения радиального подшипника установленного на промежуточном валу используется прокладка, установленная между стаканом и крышкой.

Установка сателлита на ось, не вращающуюся относительно вектора нагрузки, с опорой встроенной в сателлит позволяет сократить габаритные осевые нагрузки узла. Для снижения неравномерности распределения нагрузки между сателлитами и по ширине зубчатых венцов применяется комплектация опор подшипниками качения с одинаковыми зазорами в пределах всего планетарного ряда без регулирования осевой игры в процессе сборки.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте рассчитан и спроектирован редуктор ТВД. Определены его габариты. Произведен кинематический и энергетический расчеты механизма. Спроектирована система смазки и уплотнения.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1, Силаев Б.М. ”Расчет и конструирование деталей авиационных механических передач» Учебно-справочное пособие; СГАУ, 2001.-150с.

2, Авиационные зубчатые передачи и редукторы: Справочник / Под ред. Э.Б. Вулгакова. М.Машиностроение, 1981. 374с.

3, Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. Л.:Машиностроение. 1984. 400с.

4, Подшипники качения: Справочник-каталог / Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. М.:Машиностроение, 1984. 280с.

5, Оси, валы и опоры качения:: Учебное пособие / А.М. Циприн, М.И. Курушин, Е.П. Жильников; Куйбышев. авиац. ин-т. Куйбышев, 1986. 71с.

ПРИЛОЖЕНИЕ A

Расчёт на ЭВМ















ПРИЛОЖЕНИЕ Б

Спецификация





ПРИЛОЖЕНИЕ В

Чертежи