43216

Проектирование редуктора вертолёта

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определение геометрических размеров передачи. Напряжение изгиба четвёртого колеса Проверочный расчет цилиндрических колёс на статическую прочность при перегрузке Выбор оптимального варианта из расчитанных передач Предварительное определение диаметров валов Предварительный подбор подшипников. Определение усилий в зацеплениях. Определение усилий в зацеплениях на второй передаче. Определение реакций в опорах валов Расчёт долговечности подшипников качения. Определение крутящих моментов на всех валах...

Русский

2013-11-06

1.14 MB

9 чел.

Самарский Государственный Аэрокосмический Университет

им. академика С. П. Королева

Кафедра

Основ конструирования машин

РАСЧЁТНО – ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по курсу

Детали машин и механизмов

Вариант № 9 – 2

Студент      Чирков А.Ю.     Группа_235

Руководитель проекта__Керженков А.Г.

Срок выполнения проекта____________

Проект защищен с оценкой    _________

Самара  2011

Техническое задание

Вариант 9.2.

Кинематическая схема редуктора

2

Исходные данные :

Сила тяги на несущем винте                                                                               8,5 кН

Несущая сила  на винте                                                                                        0,5 кН

Частота вращения выходного вала   250 об/мин

Мощность на выходном валу                                                                             145 кВт

Частота вращения входного  вала  1850 об/мин

Расчетная долговечность                                                                                   1200 ч

Расстояние от плоскости подвески до несущего винта                                    650 мм

Привод работает спокойно с легкими толчками и вибрациями.

Режим нагружения первый:T1=TH; T2=0,95TH; T3=0,8TH; n1=nH; n2=1,05nH; n3=1,25nH; tH1=0,6 tH; tH2=0,2 tH; tH3=0,2 tH.   

  

  


Введение

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины , и дальнейший  рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения.

         К важнейшим требованиям , предъявляемым к проектируемой машине , относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации , удобство и безотказность обслуживания , надёжность и долговечность.

         Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев , важнейшие среди которых - прочность , надёжность , износостойкость , жёсткость , виброустойчивость , теплостойкость , технологичность.

       Зубчатые передачи в современной  промышленности имеют важные значения. Благодаря высокому КПД они широко применяются  в технике В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта. Расчет осуществляется в трёх вариантах. Это необходимо для выбора оптимального подбора зубчатых колёс.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейщих узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.


Реферат

Курсовой проект.

Пояснительная записка :    30  с.,  8  рис., 1 табл.

Графическая документация

Редуктор, подшипник, гайка, болт, вал, корпус, зубчатое колесо.

Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Обоснована целесообразность использования цилиндрических колёс.


Содержание

Техническое задание

Введение

[1]
Описание редуктора и принципа его работы

[2] Кинематический и энергетический расчёт редуктора

[2.1] .Разбивка общего передаточного отношения

[2.2] .Определение частот вращения

[2.3] .Определение КПД ступеней и мощностей на валах   

[2.4] .Определение крутящих моментов на валах.    

[2.5] .Определение допускаемых контактных напряжений

[3]  Расчёт цилиндрической передачи

[3.1] .Определение допускаемых напряжений изгиба

[3.2] .Определение основных параметров первой ступени  передачи

[3.2.1] .Определение межосевого расстояния.

[3.2.2] .Определение рабочей ширины венца .

[3.3] .Определение модуля и чисел зубьев колёс

[3.3.1] .Определение модуля

[3.3.2] Число зубьев .

[3.4] Определение геометрических размеров передачи

[3.5] Проверка контактной прочности

[3.6] Проверка прочности при изгибе

[3.6.1] Напряжение изгиба первого колеса :

[3.6.2] Напряжение изгиба второго колеса :

[3.7] .Определение основных параметров второй ступени  передачи

[3.7.1] .Определение межосевого расстояния

[3.7.2] .Определение рабочей ширины венца

[3.8] .Определение модуля и чисел зубьев колёс

[3.8.1] .Определение модуля

[3.8.2] .Определение числа зубьев

[3.9] .Определение геометрических размеров передачи

[3.10] .Проверка контактной прочности

[3.11] .Проверка прочности при изгибе

[3.11.1] .Напряжение изгиба третьего колеса

[3.11.2] .Напряжение изгиба четвёртого колеса

[4] Проверочный расчет цилиндрических колёс на статическую прочность при перегрузке

[5]  Расчёт второго варианта цилиндрической передачи

[5.1] .Определение основных параметров первой ступени  передачи

[5.1.1] .Проведение изменений параметров передачи

[5.1.2] .Определение рабочей ширины венца

[5.2] .Определение модуля и чисел зубьев колёс

[5.2.1] .Определение модуля

[5.2.2] .Число зубьев

[5.3] .Определение геометрических размеров передачи

[5.4] .Проверка контактной прочности

[5.5] .Проверка прочности при изгибе

[5.5.1] .Напряжение изгиба первого колеса

[5.5.2] .Напряжение изгиба второго колеса

[5.6] .Определение основных параметров второй ступени  передачи

[5.6.1] .Определение межосевого расстояния

[5.6.2] .Определение рабочей ширины венца

[5.7] .Определение модуля и чисел зубьев колёс

[5.7.1] .Определение модуля

[5.7.2] .Определение числа зубьев

[5.8] .Определение геометрических размеров передачи

[5.9] .Проверка контактной прочности

[5.10] .Проверка прочности при изгибе

[5.10.1] .Напряжение изгиба третьего колеса

[5.10.2] .Напряжение изгиба четвёртого колеса

[6] Проверочный расчет цилиндрических колёс на статическую прочность при перегрузке

[7]  Выбор оптимального варианта из расчитанных передач

[8] Предварительное определение диаметров валов

[9] Предварительный подбор подшипников

[10] Определение усилий в зацеплениях

[10.1] .Определение усилий в зацеплениях на первой  передаче

[10.2] .Определение усилий в зацеплениях на второй передаче

[11] Определение реакций в опорах валов

[12] Расчёт долговечности подшипников качения

[12.1] .Расчет долговечности подшипников входного вала

[12.2] . Расчет долговечности подшипника промежуточного вала

[12.3] .Расчет долговечности подшипника промежуточного вала

[12.4] .Расчет долговечности подшипника выходного вала

[12.5] .Расчет долговечности подшипника выходного вала

[13] Проверочный расчёт валов

[13.1] .Проверочный расчет входного вала

[13.2] .Проверочный расчет промежуточного вала

[13.3] .Проверочный расчет выходного вала

[14] Расчёт шлицевых соединений

[15] Система смазки                                                                

[16]  Список использованных источников

17. Приложение 36

  1.  
     Описание редуктора и принципа его работы

        В данной работе проектируется двухступенчатый цилиндрический редуктор . Выходная ступень выполнена по консольной схеме . Обе ступени – цилиндрические .Входной и выходной валы выполнены по соосной схеме.  

  1.  Кинематический и энергетический расчёт редуктора
    1.  .Разбивка общего передаточного отношения 

Общее  передаточное отношение определяем по формуле / 1/

U ред = n вх / n вых ,

где n вх – частота вращения на входе ,

n вых – несущего винта .

U ред =  .

Для двухступенчатого редуктора

U ред = U 1  U 2 ,

где U 1 – передаточное число первой ступени ,

U 2 – передаточное число второй ступени .

В двухступенчатом цилиндрическом реддукторе для рациональной разбивки передаточных чисел рекомендуется эмпирическая зависимость  / 1/  :

                 

U 1 =                

поэтому принимаем

                  

U 1 =  ;

U 2 =  .

  1.  .Определение частот вращения 

Частота вращения входного и выходного валов задана

n вх = 1850   (мин-1)    ;    n вых = 250 (мин-1) .

Частоту вращения промежуточного вала определяем , исходя из передаточного отношения

n 2 =  (мин-1) .

  1.  .Определение КПД ступеней и мощностей на валах   

Принимаем КПД для первой  и  второй  цилиндрических  передач     1 = 2= 0,99 .

Для третьего вала задана мощность P 3 = 145 ( кВт ) .                               

Исходя из этого условия определяем мощности на остальных валах :

для второго  P 2 =  146,5  (кВт) ,

для первого  P 1 = 148  (кВт) .

  1.  .Определение крутящих моментов на валах.    

Определение крутящих моментов на всех валах редуктора производится по формуле / 1/

T =   ,

где Т – крутящий момент , Н мм .

Принимаем

T 1 =  0,764 10 6    Н мм    ,

T 2 =  2,798 10 6    Н мм    ,

T 3 =    5,539 10 6    Н мм    .

  1.  .Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле

[ H ] =,

где [ H ] – допускаемое контактное напряжение ,

H lim b – базовый  предел контактной выносливости(базовое предельное нагружение) , МПа .

  1.   Расчёт цилиндрической передачи

S H – коэффициент запаса по контактным напряжениям ,

K HL – коэффициент долговечности .

Выбираем материал для зубчатых колёс : легированая сталь 20ХН3А, HRC=58...63 с термообработкой цементацией на глубину  1,2... 1,0 мм. Принимая HRC=60 получим :

.

Коэффициент запаса  S H = 1,2...1,35  , принимаем SH=1.2 .

Коэффициент долговечности определяется по формуле

,

где N H0 – базовое число циклов нагружений ,

N HE – расчетное число циклов нагружений .

Расчетное число циклов ( для постоянного режима работы ) находим по формуле

где n – частота вращения , об/мин ;

t h – долговечность , часов;

     C=1 – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса .

Базовое число циклов нагружений при  HRC 58       NH0 = 12 107 .

Расчетное число циклов :     

Коэффициент долговечности :

,

,

.

Допускаемые контактные напряжения :

МПа ,

МПа ,

МПа . В качестве допускаемых контактных напряжений для передачи принимаем наименьшее значение из [ H ] I,II,III=[ H ] I=1159,5 МПа.

  1.  .Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле

,

где [ F ] – допускаемое напряжение изгиба ,

F lim b – предел выносливости изгиба, МПа ,

S F – коэффициент запаса по напряжениям изгиба,

K FL – коэффициент долговечности .

Предел выносливости изгиба поверхности зуба F lim b =800 МПа; коэффициент запаса  SF=1.7.

Базовое число циклов нагружений  NF0 = 4 106 .

Расчетное число циклов :    

 

 

 

 

Коэффициент долговечности

 

 , принимаем равным 1;

, принимаем равным 1;

, принимаем равным 1.

- нагружение одностороннее.

Допускаемые напряжения изгиба

 МПа .

  1.  .Определение основных параметров первой ступени  передачи
    1.  .Определение межосевого расстояния.

Коэффициент нагрузки К=1,288 ,  ba= 0,25 - колёса расположены несимметрично.

мм. Округляем до 215 мм.

  1.  .Определение рабочей ширины венца .

ba =0,25 , т.к. шестерня расположена несимметрично и HB>350.

         bw=aw  ba=215 0,25= 53,8 мм.

  1.  .Определение модуля и чисел зубьев колёс
    1.  .Определение модуля 

    

 YF=4.08 - для 6-й степени точности

Округляем  :  m = 3.5 – соответствует ГОСТу.

  1.  Число зубьев .

 Общее:  

 Для шестерни :   .   Округляем :  z1 = 26 .

 

  Для колеса z2= z - z1 = 123-26 = 97 .   

Фактическое передаточное число .

  1.  Определение геометрических размеров передачи

Диаметр шестерни :  мм.

Диаметр колеса :  мм.

  1.  Проверка контактной прочности

Окружная скорость :  м/с.

Согласно таблице Кv = 1,25 .

  

Согласно таблице  K = 1,03 .

K=KV  K=1,25 1,03=1,2875

  1.  Проверка прочности при изгибе
    1.  Напряжение изгиба первого колеса :

  1.  Напряжение изгиба второго колеса :

Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.

  1.  .Определение основных параметров второй ступени  передачи
    1.  .Определение межосевого расстояния

Коэффициент нагрузки К=1,4 ,  ba= 0,3 - колёса расположены несимметрично.

мм.

  1.  .Определение рабочей ширины венца 

ba =0,3 , т.к. шестерня расположена несимметрично и HB>350.

         

bw= - округляем до 57 мм.

  1.  .Определение модуля и чисел зубьев колёс
    1.  .Определение модуля 

     

YF=4.08 - для 6-й степени точности

мм

Округляем  :  m = 7 – соответствует ГОСТу.

  1.  .Определение числа зубьев 

  

Для шестерни :   .   Округляем :  z1 = 21 .

 

  Для колеса   z2 = z1  U2 = 16 1.983 = 41,16 .   Округляем :  z2 = 41 .

Фактическое передаточное число .

Погрешность .

  1.  .Определение геометрических размеров передачи

Диаметр шестерни :  мм.

Диаметр колеса:  мм

  1.  .Проверка контактной прочности

Окружная скорость :  м/с.

Отсюда следует Кv = 1,15.    

Поэтому K = 1,05 .

K=KV  K=1,15 1,05=1,208

  1.  .Проверка прочности при изгибе
    1.  .Напряжение изгиба третьего колеса 

  1.  .Напряжение изгиба четвёртого колеса 

Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.

  1.  Проверочный расчет цилиндрических колёс на статическую прочность при перегрузке

Для первой ступени : коэффициент перегрузки Kg=1,25 ,

   Н мм.

   МПа

МПа                    

 МПа

 МПа

 Мпа

Для второй ступени : коэффициент перегрузки Kg=1,25 ,

   Н мм.

   МПа

МПа                    

 МПа

 МПа

 Мпа

  1.   Расчёт второго варианта цилиндрической передачи

  1.  .Определение основных параметров первой ступени  передачи
    1.  .Проведение изменений параметров передачи

Уменьшаем межосевое расстояние с 215 мм до 200мм.

  1.  .Определение рабочей ширины венца 

ba =0,33 , т.к. шестерня расположена несимметрично и HB>350.

         bw=aw  ba=200 0,33= 63 мм.

  1.  .Определение модуля и чисел зубьев колёс
    1.  .Определение модуля 

    

 YF=4.08 - для 6-й степени точности

Округляем  :  m = 3 – соответствует ГОСТу.

  1.  .Число зубьев 

 Общее:  

 Для шестерни :   .   Округляем :  z1 = 28 .

 

  Для колеса z2= z - z1 = 133-28 = 105 .   

Фактическое передаточное число .

  1.  .Определение геометрических размеров передачи

Диаметр шестерни :  мм.

Диаметр колеса :  мм.

  1.  .Проверка контактной прочности

Окружная скорость :  м/с.

Согласно таблице Кv = 1,25 .

  

Согласно таблице  K = 1,03 .

K=KV  K=1,25 1,045=1,306

  1.  .Проверка прочности при изгибе
    1.  .Напряжение изгиба первого колеса 

  1.  .Напряжение изгиба второго колеса 

Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.

  1.  .Определение основных параметров второй ступени  передачи
    1.  .Определение межосевого расстояния

Коэффициент нагрузки К=1,4 ,  ba= 0,3 - колёса расположены несимметрично.

мм.

  1.  .Определение рабочей ширины венца 

ba =0,3 , т.к. шестерня расположена несимметрично и HB>350.

         

bw= - округляем до 66 мм.

  1.  .Определение модуля и чисел зубьев колёс
    1.  .Определение модуля 

     

YF=4.08 - для 6-й степени точности

мм

Округляем  :  m = 8 – соответствует ГОСТу.

  1.  .Определение числа зубьев 

  

Для шестерни :   .   Округляем :  z1 = 17 .

 

  Для колеса   z2 = z1  U2 = 17 1.973 = 33.1 .   Округляем :  z2 = 33 .

Фактическое передаточное число .

Погрешность .

  1.  .Определение геометрических размеров передачи

Диаметр шестерни :  мм.

Диаметр колеса:  мм

  1.  .Проверка контактной прочности

Окружная скорость :  м/с.

Отсюда следует Кv = 1,15.    

Поэтому K = 1,075 .

K=KV  K=1,15 1,075=1,236

  1.  .Проверка прочности при изгибе
    1.  .Напряжение изгиба третьего колеса 

  1.  .Напряжение изгиба четвёртого колеса 

Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.

  1.  Проверочный расчет цилиндрических колёс на статическую прочность при перегрузке

Для первой ступени : коэффициент перегрузки Kg=1,25 ,

   Н мм.

   МПа

МПа                    

 МПа

 МПа

 Мпа

Для второй ступени : коэффициент перегрузки Kg=1,25 ,

   Н мм.

   МПа

МПа                    

 МПа

 МПа

 Мпа

  1.   Выбор оптимального варианта из расчитанных передач 

Оценить объём двухступенчатого редуктора можно по формуле

 

Расчёты проведены для двух вариантов :

  1.  редуктор соосный с прямозубыми  колесами ( см. П.3-4 ) ;
  2.  редуктор соосный с прямозубыми колесами,с уменьшенным межосевым расстоянием  ( см. П 5-6 ) 

Определим относительный объём редуктора  для этих вариантов :

1.  мм3

2.   мм3

На основании проведенных расчетов можно сделать вывод, что оптимальной является схема с уменьшенным межосевым расстоянием, т.к. в этом случае относительный объём редуктора минимальный . К проектированию принимаем второй вариант .

  1.  Предварительное определение диаметров валов

Для полного расчета вала на прочность необходимо знать изгибающие и крутящие моменты, действующие на вал. В данный момент расчета неизвестны изгибающие моменты. Для прибдиженного расчёта валов считаем, что они нагружены только крутящими моментами. При этом допускаемые напряжения кручения принимаем заниженными.

Исходя из условия прочности вала  только на кручение

,

где T – крутящий момент на валу ,

W –  момент сопротивления .

Для полого вала

 ,

где   do   d – коэффициент пустотелости.

Получаем

Примем    0,8  ,     = 65 МПа .

Тогда :

;

;

.

Принимаем диаметры валов из условий установки подшипников качения :                              d 1 = 50 мм , d 2 = 70 мм , d 3 = 80 мм .

  1.  Предварительный подбор подшипников

Опоры входного вала–шестерни нагружены радиальной силой . Устанавливаем подшипники шариковые радиальные 310.

Аналогично для промежуточного вала устанавливаем подшипники шариковый радиальный 214 и подшипник радиальный роликовый  2214.

Опоры третьего вала воспринимают большие радиальные и осевые нагрузки от несущего винта и зубчатого колеса , поэтому устанавливаем конические роликовые. По посадочному месту ( d = 80 мм ) предварительно принимаем роликовые конические подшипники №7216 .

Табл.1

Усл.обозначение

C

C0

X

Y

e

310

61800

36000

0,56

2,3

0,19

310

61800

36000

0,56

2,3

0,19

214

60400

35000

0,56

0,87

0,68

2214

95900

82,100

1

0

0

7216

128000

111000

0,4

1,76

0,34

7216

128000

111000

0,4

1,76

0,34

  1.  Определение усилий в зацеплениях
    1.  .Определение усилий в зацеплениях на первой  передаче 

Окружная сила Ft = 2 T1 / d1 , где T1 – момент на колесе , Н м ;

Ft=2*0,764*106 /84.2=18.15 × 103 Н.

Радиальная сила  Fr=Ft tg()  ,для стандартного угла = 20,39  tg() = 0,371698  .

Fr=18150*0,371698=6745 Н.

.

  1.  .Определение усилий в зацеплениях на второй передаче

Окружная сила Ft = 2 T4 / d4 , где T4 – момент на колесе , Н м ;

Ft=2*5539000/264=41.96 × 103 Н.

Радиальная сила  Fr=Ft tg() (для стандартного угла = 20  tg() = 0,364 ) .

Fr=41960*0,364=15273 Н.

  1.  Определение реакций в опорах валов

Упрощенно представим вал в виде балки нагруженной осевыми , окружными и радиальными силами , действующими в зацеплениях . Расчёт ведётся исходя из уравнений равновесия балки . Реакции опор определяем из уравнений статического равновесия : сумма  моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю .

Расчетная схема входного вала :

Рис.9.

Уравнения равновесия балки :

Решая эти уравнения получим :

                                             Промежуточный вал :

                                          

               Рис9. 

Уравнения равновесия балки :

Решая эти уравнения получим :

Выходной вал:

                                           

  Рис9.

Уравнения равновесия балки :

Решая эти уравнения получим :

Суммарные реакции :

Rs1= 9.68  kН, Rs2=9.68  kН, Rs3=9.245  kН, Rs4=26.29  kН, Rs5=33.05  kН , Rs6=8.05  kН.

  1.  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 = 1,1 ;

температурный коэффициент Kt = 1 .

  1.  .Расчет долговечности подшипников входного вала 

Выбраны радиальные шарикоподшипники  серии № 310 . Они воспринимает радиальную нагрузку Rs1 = 9.68 kН. Их динамическая грузоподъёмность C= 61800 H; статическая C0= 36000 H ; e = 0,19 ( табл.1 /5/ ) .

.

динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле

P = V · R · K · Kt

P1 = V · R1 · K · Kt = 1·9680·1,1·1 = 10648 Н.

Определим требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника  по формуле

 H

th=1761 ч.

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника C тр < С , поэтому окончательно принимаем подшипник №310 с размерами d = 50 мм , D = 110 мм , B= 27 мм .

  1.  . Расчет долговечности подшипника промежуточного вала 

Выбран радиальный шарикоподшипник  серии № 214 . Он воспринимает радиальную нагрузку Rs3 = 9.245 kН. Его динамическая грузоподъёмность C= 61800 H; статическая C0= 35000 H ; e = 0,68 ( табл.1 /5/ ) .

динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле

P = V · R · K · Kt

P1 = V · R1 · K · Kt = 1·9245·1,1·1 = 9863 Н .

Определим требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника  по формуле

 H

th=10090 ч.

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника C тр < С , поэтому окончательно принимаем подшипник №214 с размерами d = 70 мм , D = 120 мм , B= 27 мм .

  1.  .Расчет долговечности подшипника промежуточного вала

В опоре 4 радиальный роликоподшипник  2214 воспринимает нагрузку Rs4 = 26290 Н. Его динамическая грузоподъёмность C= 95900 H; статическая C0= 82100 H. Динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле ( 9.1 )

P2 = V · R2 · K · Kt = 1·26290·1,1·1 = 28919 Н .

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника  составит     

 H

th=1334 ч.

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника C тр < С , поэтому окончательно принимаем подшипник № 2214 с размерами d = 70 мм , D = 125 мм , B= 24 мм.

  1.  .Расчет долговечности подшипника выходного вала

Выбран конический роликоподшипник  серии № 7216 . Он воспринимает радиальную нагрузку Rs5 = 33,05 kН. Его динамическая грузоподъёмность C= 112000 H; статическая C0= 98000 H ; e = 0,34 ( табл.1 /5/ ) .

.

динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле

P = (хVFr + yFa)· K · Kt 

P1 = (хVFr + yFa)· K · Kt = (0,41*1·33050+0,87*8500)·1,1·1 = 20945,5 Н .

Определим требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника  по формуле

 H

th =4871 ч.

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника C тр < С , поэтому окончательно принимаем подшипник №7216 с размерами d = 80 мм , D = 135 мм , B= 30 мм .

  1.  .Расчет долговечности подшипника выходного вала

Выбран конический роликоподшипник  серии № 7216 . Он воспринимает нагрузку Rs6 = 8050 Н. Его динамическая грузоподъёмность C= 112000 H; статическая C0= 98000 H. Динамическую приведённую нагрузку определяем по формуле ( 9.1 )

P = (хVFr + yFa)· K · Kt 

P1 = (хVFr + yFa)· K · Kt = (0,41*1·8050+0,87*8500)·1,1·1 = 11765 Н .

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника  составит     

 H

th =57447 ч.

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника C тр < С , поэтому окончательно принимаем подшипник № 7216 с размерами d = 80 мм , D = 135 мм , B= 30 мм.

  1.  Проверочный расчёт валов
    1.  .Проверочный расчет входного вала

Произведем расчет на ЭВМ

и построим эпюры:

  1.  .Проверочный расчет промежуточного вала

Произведем расчет на ЭВМ

и построим эпюры:

  1.  .Проверочный расчет выходного вала 

Произведем расчет на ЭВМ

и построим эпюры:

  1.  Расчёт шлицевых соединений

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие , а основание их –на изгиб и срез . Решающее значение имеет расчёт на смятие :

,

где M кр – наибольший крутящий момент , передаваемый соединением ;

– коэффициент , учитывающий неравномерность распределения усилий по рабочим поверхностям зубьев ( принимаем = 0,75 по /6/ ) ;

F = 0,8 m z – площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины ( для эвольвентных соединений ) , мм 2 ;

l – рабочая длина зуба ;

r ср = 0,5 d – для эвольвентных зубьев ;

[  см ] – допускаемое напряжение на смятие .

Для соединения  зубчатого колеса с промежуточным  валом :

M кр = 2836000 H· мм ;

F = 0,8 · 3 · 24 = 57.6 мм 2  ;

r ср = 0,5 · d = 0,5 · 70 = 35 мм ;

[  см ] = 400 Н/мм2 .

Тогда

Напряжение смятия в соединении меньше допустимого . Шлицевое соединение проходит проверку на смятие зубьев .

  1.  Система смазки                                                                

Масло , поступающее в редуктор через форсунку  разделяется на 2 потока . Один поток идет на смазку конических подшипников третьей ступени зубчатой передачи. Другой поток идет на смазку шарико подшипника первой ступени, через отверстия в третьем вале и на смазку зубчатого зацепления первой ступени. Затем масло стекает через общий слив . Масло , поступающее через штуцер  , смазывает верхний подшипник второго вала, зубчатое зацепление второй ступени и стекает через отверстия в  зубчатом колесе . Далее часть масла попадает на нижний подшипник второго вала, стекая через общий слив. Другая часть попадает на нижний подшипник первого вала и стекает через  общий  слив .

  1.   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 .


Приложение


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

30730. Причины, основные этапы и итоги гражданской войны в Испании (1936 – 1939) 25.5 KB
  в Испании на всеобщих выборах побеждают левые силы – партия Народный фронт республиканцы коммунисты которые возобновили аграрную реформу амнистируют политических заключенных поощряют требования забастовщиков снижение налогов и т. испанские войска в Марокко колония Испании под командованием генерала Франко против республики Народного Фронта. мятеж с колонии перекидывается на территорию Испании Франко поддерживают сухопутные войска.
30731. Причины и характер второй мировой войны. (1 сентября 1939 — 2 сентября 1945) 23 KB
  Возникли два очага войны – на Дальнем Востоке и в Европе. Главной причиной войны было стремление агрессивных государств – Германии Италии и Японии осуществить передел мира ликвидировать демократические режимы захватить колонии в Азии и Африке – т. Итоги войны: катастрофическая масштабная продолжительная разрушительная и кровопролитная.
30732. Цивилизационный и формационный подход к изучению курса новейшей истории: общее и особенное 25 KB
  Выделяют 2 подхода изучения: 1 цивилизационный; 2 формационный. Формационный подход утверждает что все народы Земли развивались по одинаковым законам и проходили проходят 5 общественноэкономических формаций ОЭФ – тип общества основанный на определенном способе производства. Цивилизационный подход позволяет рассматривать исторический процесс в динамике учитывая и факторы объективного социальноэкономического уровня развития общества и факторы личности и особенности этнической ментальности и состояние...
30733. Карибский кризис 1962 г. причины, уроки и значение 22.5 KB
  на Кубе победила революция США не хотели с этим смириться и всячески пытались подавить ее. США узнает об этом требует убрать их и объявляет морскую блокаду Кубы. Назревает военный конфликт между СССР и США мир стоял на грани мировой термоядерной войны. США и СССР начинают переговоры и СССР соглашается убрать ракеты при условии что США не будет совершать агрессию против Кубы и признает ее неприкосновенность.
30734. Аппарат насилия в нацистской Германии 24 KB
  Появляются такие аппараты насилия как тайная государственная полиция – гестапо входила в состав Министерства внутренних дел Германии. СС были основным организатором террора и уничтожения людей по расовым признакам политическим убеждениям и государственной принадлежности как в Германии так и на оккупированных территориях. Аппарат насилия в нацистской Германии вел преследование инакомыслящих недовольных и противников фашистского режима.
30735. Капиталистическая стабилизация 1920-х гг 23.5 KB
  Первой характерной чертой капиталистической стабилизации 20х годов являлся сильный рост промышленного производства: в США благодаря обогащению американского корпоративного капитала в годы 1 мировой войны за счет громадных прибылей монополий происходило массовое обновление основного капитала. Вторая характерная черта капиталистической стабилизации 20 г проявилась в увеличении концентрации и централизации производства и капитала и на этой основе усиление мощи корпораций. Концентрация и централизация промышленного и...
30736. Рабочее и социалистическое движение в годы первой мировой войны 23.5 KB
  Тяжелые условия войны вызывали недовольство населения и к 1916 г. Фактически под напором революционной войны вынуждены были прекратить сопротивление Россия Болгария АвстроВенгрия и др. Если в довоенное время рабочее и социалистическое движение было хорошо организовано как на национальном так и на международном уровне европейские социалистические или социалдемократические партии которые были объединены в Рабочий Интернационал то после Первой мировой войны рабочее движение раскололось.
30737. Антифашистская борьба и движение Сопротивления в Италии (1920-1930-е гг.) 22 KB
  Антифашистская борьба зародилась в тот же момент когда буржуазия стала прибегать к фашистскому режиму для сохранения своих идеалов. В Италии антифашистская борьба развернулась в 1921 году в ответ на наступление фашистов. состоялась всеобщая политическая антифашистская забастовка которая могла бы преградить путь фашизму но она была сорвана. Уже к 1924 году Антифашистская борьба зародившаяся в Италии призывала к объединению всех странпротивников фашизма.
30738. Характерные черты и особенности капитализма в Западной Европе и Америке накануне первой мировой войны 23 KB
  Накануне первой мировой войны правила диктовали социальные протесты и стремление уменьшения политической нестабильности. Следовательно первой чертой капитализма накануне первой мировой войны в Западной Европе и Америке мы можем назвать возникновение основ социального государства начинается социализация капитализма.