Конструирование зубчатого двухступенчатого редуктора
Дипломная работа - Транспорт, логистика
Другие дипломы по предмету Транспорт, логистика
ступени
. Проверка на контактную выносливость
Уточняем коэффициент расчетной нагрузки
(м/с);
(мм);
(Н);
(мм);
Из таблиц выбираем , и вычисляем
(Н/мм);
(Н/мм).
Тогда: ;
;
.
Значения и достаточно большие и, если действительные напряжения превысят допускаемые, можно будет снизить эти напряжения применением бочкообразных зубьев или зубьев с модификацией.
(Н/мм);
Тогда напряжения:
Перенапряжение меньше 3%. Значит полученные габариты колеса удовлетворяют заданным условиям.
. Проверка на изгибную выносливость
Найдем напряжения при изгибе зубьев. Для этого подбираем коэффициенты формы зубьев.
, .
Найдем отношение допускаемых напряжений к коэффициентам:
; .
Так как , проверяем зуб шестерни.
(Н/мм);
;
;
.
Тогда: .
Полученное значение меньше допустимого, значит полученные габариты колеса удовлетворяют заданным условиям.
зубчатый двухступенчатый цилиндрический редуктор
Определение геометрических размеров
-ая ступень:
Для колеса , (мм), (мм), (мм).
Для колеса , (мм), (мм), (мм).
-ая ступень:
Для колеса , (мм), (мм), (мм).
Для колеса , (мм), (мм), (мм).
Оценочный расчет диаметров валов
Крутящий момент в поперечных сечениях валов
Ведущего TI=660.138 (Hм)
Промежуточного TII= 1980.412 (Hм)
Ведомого TIII= 7162.5 (Hм)
Диаметр ведущего вала при [t]k=27H/мм2
Принимаем dВ1=60 мм.
У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней) по пониженным допускаемым напряжениям.
[tk] = 27H/мм2
Принимаем диаметр под шестерней dВ2=85 мм. Диаметр под колесом принимаем равным диаметру под шестерней.
Ведомый вал рассчитываем при [t]k =27H/мм2
Принимаем диаметр dВ3 =130 мм.
Выходной вал рассчитываем при [t]k =90H/мм2
Принимаем диаметр dВ4 =85 мм.
По полученным диаметрам подберем роликовые подшипники легкой серии.
Проверочный расчет валов
Уточненный расчет проведем для выходного вала. Составим расчетную схему. Все размеры возьмем из компановки: а=0.18 м; b=0.54 м.
Для этого вала крутящий момент: Нм.
Сила тяги: (Н), где
мощность кВт, КПД , скорость полета км/ч.
Вес винта: (Н).
Максимальный гироскопический момент: , где
(об/сек);
(Нм2);
(об/сек).
Тогда: (Нм).
Найдем суммарный момент, действующий в наиболее опасном сечении
(Н*м).
Найдем приведенные суммарный момент и крутящий момент:
(Нм);
(Нм).
Найдем эквивалентное напряжение:
(МПа).
Полученное напряжение меньше допускаемого
(МПа)
Проведем также проверку вала по усталостной прочности. Для этого вычислим коэффициент запаса
, где , .
Для вала из стали 40Х: МПа, , МПа, .
При этом: (МПа); (МПа); (МПа).
; .
Подставляем полученные значения
; ;
.
Полученное значение выше допускаемого
.
Определение долговечности подшипников
Подшипники выбирают по диаметру вала, после чего долговечность подшипников рассчитывают по формуле.
, где n - частота вращения, об/мин.
C - динамическая грузоподъемность,
p- показатель степени: для роликоподшипников р=10/3.
Приведенную нагрузку для радиальных подшипников определяют по формуле:
F=uFrkб kt
u - коэффициент вращения, u=1 при вращении внутреннего кольца.
Fr -радиальная сила воспринимаемая подшипником.
kб - коэффициент безопасности, kб =1,1 - при небольших перегрузках.
kt - температурный коэффициент.
.Определение долговечности подшипника входного вала .
(Н);
(Н); .
Найдем реакции в опорах:
(Н);
(Н).
Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку:
F=uFrkб kt=7623,973 (Н).
Долговечность этого подшипника при С=54800 Н:
(час), при допустимой долговечности час
Найденная долговечность приемлема.
. Определение долговечности подшипника промежуточного вала.
(Н);
(Н); .
Найдем реакции в опорах
(Н);
(Н).
Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку:
F=uFrkб kt=19822,33 (Н).
Долговечность этого подшипника при С=99000 Н:
(час), при допустимой долговечности час.
Найденная долговечность приемлема.
. Определение долговечности подшипника ведомого вала
(Н);
(Н); .
Найдем реакции в опорах
(Н);
(Н).
Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку
F=uFrkб kt=19117,53 (Н).
Долговечность этого подшипника при С=100000 Н:
(час), при допустимой долговечности час.
Найденная долговечность приемлема.
. Определение долговечности подшипника выходного вала
Найдем реакции в опорах
(Н);
(Н).
Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку
F=u*G*kб kt=2250(Н).
Долговечность этого подшипника при С=99000 Н
(час), при допустимой долговечности час.
Найденная долговечность