Крутящий момент в поперечных сечениях валов

 

Ведущего T_I=660.138 (H×м)

Промежуточного T_II= 1980.412 (H×м)

Ведомого T_III= 7162.5 (H×м)

 

Диаметр ведущего вала при [t]_k=27^H/_мм²

 

Принимаем d_В1=60 мм.

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней) по пониженным допускаемым напряжениям.

 

[t_k] = 27^H/_мм²

 

Принимаем диаметр под шестерней d_В2=85 мм. Диаметр под колесом принимаем равным диаметру под шестерней.

Ведомый вал рассчитываем при [t]_k =27^H/_мм²

 

 

Принимаем диаметр d_В3 =130 мм.

Выходной вал рассчитываем при [t]_k =90^H/_мм²

 

 

Принимаем диаметр d_В4 =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=uF_rk_б k_t

 

u - коэффициент вращения, u=1 при вращении внутреннего кольца.

F_r -радиальная сила воспринимаемая подшипником.

k_б - коэффициент безопасности, k_б =1,1 - при небольших перегрузках.

k_t - температурный коэффициент.

.Определение долговечности подшипника входного вала.

 

 (Н);

 (Н); .

 

Найдем реакции в опорах:

 

(Н);

(Н).

 

Для наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную нагрузку:

 

F=uF_rk_б k_t=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=uF_rk_б k_t=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=uF_rk_б k_t=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*k_б k_t=2250(Н).

 

Долговечность этого подшипника при С=99000 Н

 

(час), при допустимой долговечности  час.

 

Найденная долговечность приемлема.

 

Заключение

 

В ходе выполнения курсового проекта спроектирован редуктор ТВД М 602. Этот редуктор является выносным двухступенчатым цилиндрическим. Так как данный редуктор является авиационным, он рассчитывался с минимальными затратами материала, но с использованием высокопрочных сталей.

Для зубчатых колес этого редуктора определяющим является расчет на контактную выносливость, поэтому проверка по этому критерию проводилась наиболее точно.

Валы редуктора рассчитывались по крутящим моментам. Проверочный расчет проводился на усталостную прочность для выходного вала, так как к нему подсоединяется воздушный винт изменяемого шага.

Также был проведен расчет подшипников каждого из валов на долговечность. Найденная долговечность является приемлемой.

Спроектированный редуктор ТВД М-602 находит широкое применение в машиностроительстве для передачи крутящего момента с двигателя на воздушный винт с понижением оборотов.

 

Список литературы

 

1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.

3. В.И. Анурьев. Справочник коструктора -машиностроителя, т.1.
М.: «Машиностроение», 1980.

4. В.И. Анурьев. Справочник коструктора -машиностроителя, т.2.
М.: «Машиностроение», 1980.

5. В.И. Анурьев. Справочник коструктора -машиностроителя, т.3.
М.: «Машиностроение», 1980.

6. Расчет и проектирование зубчатых передач/ Под ред. Артеменко Н.П. Харьков: Харьк. авиац. ин-т, 1980.