- •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
2.4.6 Определение геометрических размеров передачи
Определим межосевое расстояние по формуле: .
В данном случае межосевое расстояние .
Определим делительные диаметры шестерни: ,
колеса: .
Определим начальные диаметры шестерни: ,
колеса: .
Для расчета диаметров вершин зубьев, при внешнем зацеплении, воспользуемся формулами:
для шестерни: ,
для колеса: .
Рассчитаем для обоих зубчатых колес. Поскольку зацепление внешнее, то воспользуемся формулами:
для шестерни: ,
для колеса: .
Определим угол зацепления: .
Определим диаметры основных окружностей:
Рассчитаем окружной шаг:
Тогда основной шаг:
Радиусы кривизны:
Находим коэффициент торцевого перекрытия:
2.5 Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой передачи при заданном межосевом расстоянии
2.5.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности
Быстроходной в данном редукторе является первая ступень. Для нее из предыдущих расчетов известно: , , , ,
, , передача имеет 7-ую степень точности.
Коэффициент нагрузки принимаем .
Определим рабочую ширину зубчатого венца:
.
2.5.2 Определение модуля и числа зубьев
Поскольку передача имеет 7-ую степень точности, то принимаем коэффициент формы зуба .
Определим модуль зубчатой передачи по следующей формуле:
,
по ГОСТ 9563 – 60 принимаем .
Определяем число зубьев шестерни: , принимаем .
Определяем число зубьев колеса: , принимаем ..
Для проверки определим передаточное число ступени по следующей формуле: , и сравним с передаточным числом, полученным в пункте 1.1:
.
2.5.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
Определяем делительный диаметр шестерни: .
Определяем делительный диаметр колеса: .
Рассчитаем делительное межосевое расстояние: , тогда коэффициент воспринимаемого смещения равен: , следовательно зубья нарезаются без смещения режущего инструмента.
Определяем окружную скорость: .
Определяем коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни: .
Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса зависит от и расположения колеса. Поскольку шестерня расположена вблизи одной из опор, вал является менее жестким и принимаем .
Коэффициент динамической нагрузки зависит от окружной скорости и степени точности. При 7-ой степени точности и окружной скорости имеем .
Подсчитаем коэффициент нагрузки: .
Найдем : , следовательно .
Определим коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубчатых колес:
.
Определим расчетное контактное напряжение по формуле:
, и сравним с допускаемым контактным напряжением:
.
, следовательно условие прочности выполняется.
2.5.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу
Поскольку передача прямозубая то угол наклона зубьев , при этом угле наклона коэффициент, учитывающий наклон зубьев . Для прямозубой передачи коэффициент перекрытия .
Определим эквивалентное число зубьев: ,
.
Коэффициент формы зуба зависит от эквивалентного числа зубьев и смещения, тогда для шестерни 1 при и коэффициент , а для колеса 2 при и коэффициент .
Определим рабочую ширину шестерни: ,
колеса: .
По формулам: , определим расчетные значения напряжений изгиба зубьев:
Сравним полученные напряжения с допускаемыми:
, следовательно условие прочности выполняется.