- •Техническое задание№9 вариант №7 Рассчитать и спроектировать авиационный, двухступенчатый главный соосный-цилиндрический редуктор вертолёта.
- •Режим работы №3
- •1 Кинематический и энергетический расчет редуктора
- •1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням
- •1.2 Определение частот вращения валов
- •1.3 Выбор кпд и определение мощностей на валах
- •1.4 Определение крутящих моментов на валах
- •2 Расчет цилиндрической передачи
- •2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки
- •2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
- •2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
- •2.4 Расчёт тихоходной цилиндрической прямозубой передачи
- •2.4.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности
- •2.4.2 Определение модуля и числа зубьев
- •2.4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
- •2.4.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу
- •2.4.6 Определение геометрических размеров передачи
- •2.4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках
- •2.4.6 Определение геометрических размеров передачи
- •2.5 Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой передачи при заданном межосевом расстоянии
- •2.5.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности
- •2.5.2 Определение модуля и числа зубьев
- •2.5.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
- •2.5.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу
- •2.5.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках
- •2.5.6 Определение геометрических размеров передачи
1.4 Определение крутящих моментов на валах
Крутящие моменты на валах определяются по следующей формуле:
, тогда
крутящий момент на валу I: ;
крутящий момент на валу II: ;
крутящий момент на валу III: ;
2 Расчет цилиндрической передачи
2.1 Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки
Т.к. передача авиационная, требующая обеспечения высокой надежности, малой массы и габаритов, то для всех зубчатых колес привода выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой – цементацией на глубину от 0,8…1,2. Заготовка-штамповка.
Таблица №1-Механические свойства стали:
Марка стали |
Вид термообработки |
Механические характеристики |
|||
Твердость зубьев |
Предел прочности , МПа |
Предел текучести ,МПа |
|||
На поверхности |
В сердцевине |
||||
12Х2Н4А |
Цементация |
HRc 58-63 |
HRc 35-40 |
1200 |
1000 |
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:
, где
- базовый предел выносливости.
Т.к. для всех зубчатых колес материал одинаковый:
,
- коэффициент безопасности, т.к. заготовка – штамповка, то имеем: ,
- коэффициент долговечности, определяется по формуле:
, где
- базовое число циклов перемены напряжений, т.к. HRc>56, то: ,
- расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме,
определяется по формуле:
где n – частота вращения , об/мин ;
t h – долговечность , часов;
C=1 – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса .
,
.
Сравним расчётное число циклов перемены напряжений при переменном режиме с базовым числом циклов перемены напряжений:
, , ,
Т.к все расчётные числа циклов перемены напряжений при переменном режиме меньше базового числа цикла перемены напряжений, то коэффициент долговечности для каждого из зацеплений равен:
Так как, , , , ,то
,
,
Тогда допускаемые напряжения будут равны:
,
,
.
В качестве расчетных допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колес принимаем наименьшее значение из двух полученных:
,
.
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:
, где
- базовый предел выносливости.
,
- коэффициент безопасности:
- коэффициент долговечности, определяется по формуле:
, где
- базовое число циклов перемены напряжений:
,
- расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме, определяется по формуле:
Коэффициент долговечности:
Т.к. , то .
Т.к. зубья колес 1, 2, 3, 4 работают одной стороной, то: . Тогда допускаемые напряжения будут равны:
,
2.4 Расчёт тихоходной цилиндрической прямозубой передачи
2.4.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности
Тихоходной в данном редукторе является вторая ступень. Для нее из предыдущих расчетов известно: , , ,
, , передача имеет 7-ую степень точности.
Поскольку колесо расположено несимметрично и НВ материала больше 350, то принимаем коэффициент ширины колеса . Коэффициент нагрузки принимаем .
Определим межосевое расстояние:
.
Определим рабочую ширину зубчатого венца: .
Принимаем для шестерни bw3=58мм,
для колеса bw4=57мм.