Главный редуктор вертолета МИ-1
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
FS=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)
?2=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 =320060 мин
Режим работы беспрерывный
Материалы выбранные для шестерни и колеса, и их свойства приведены в таблице 2.
Таблица 2
Элемент передачиЗаготовкаМарка сталиТермообра-ботка?в, МПа?т, МПаТвердость поверхности не менееТвердость сердцевиныБазовые числа цикловШестерня Поковка12ХН3АЦементация с закалкой100085061HRC400НВNHO1=11107 NFO1=4106Колесо Поковка12ХН3АЦементация с закалкой100085057HRC370НВNHO1=10107 NFO1=4106
.2.1 Проектировочный расчёт
1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:
Принный 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=n3c3t=35001320060=67,2107,H3> NHO3; NF3> NFO3,H4= NF4=n4c4t=1093,751320060=21107,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 [?H]расч= [?Н]4=983,25 МПа
б) изгибных:
Допускаемые изгибные напряжения определяем по формуле (24).
Так как NF3> NFO3 и NF4> NFO4, то
?F03=?F04=800 МПа
SF3=SF4=1,7
в) предельных:
[?H]max3=[?H]max4=2.8?T=2,81000=2800 МПа,
[?F]max3=[?F]max4=0,8?T=0,81000=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:
[?F]3=[?F]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 =320060 мин
Режим работы беспрерывный
Материалы выбранные для шестерни и колеса, и их свойства приве?/p>