Расчет вертолетного редуктора. Вертолётный редуктор. Спроектировать главный редуктор лёгкого вертолета Кинематическая схема редуктора
![]()
|
ЗАДАНИЕ № 5 Спроектировать главный редуктор лёгкого вертолета Кинематическая схема редуктора ![]() Привод несущего винта вертолёта состоит из двигателя, ремённой передачи (на схеме не показаны) и одноступенчатого редуктора. Передаточное отношение привода распределить между ремённой передачей и редуктором. Исходные данные приведены в таблице 1 согласно варианту 6. Таблица 1 – Исходные данные для проектирования редуктора ![]() 1 Кинематический и энергетический расчёт редуктора 1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням Согласно заданию, имеем частоту вращения валов nдв=1380 мин-1; nвых=300 мин-1 Общее передаточное число привода ![]() где uрп – передаточное число ременной передачи; uред – передаточное число зубчатой передачи. ![]() Примем uрп 2, тогда ![]() 1.2 Определение частот вращения всех элементов привода Частота вращения входного вала I ![]() Частота вращения входного вала II ![]() 1.3 Определение КПД ступени и мощности на валах КПД конической передачи примем 10,97. Мощности на валах определяются по следующей формуле ![]() Тогда ![]() ![]() 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 ![]() 2.1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки Так как передача авиационная, тяжелонагруженная и требует обеспечения высокой надёжности и малых значений массогабаритных характеристик, то для всех зубчатых колёс выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой цементацией на глубину 1,0...1,2 мм с последующей закалкой, заготовка штамповка. Механические свойства приведены в таблице 1. Таблица 1 – Механические свойства стали
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений Допускаемые контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле ![]() где Hlim b – базовый предел контактной выносливости, МПа; SH =1.2– коэффициент безопасности по контактным напряжениям; kHL – коэффициент долговечности. Для стали 12Х2Н4А твёрдость поверхности составит 58…63 HRC. Принимаем HRC = 60. Базовый предел контактной выносливости поверхности цементированных зубьев всех колёс ![]() Коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям определяются по формуле ![]() где NHО – базовое число циклов перемены контактных напряжений, NHЕ – эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений. При твёрдости поверхности зубьев HRC 56 имеем NH0 = 12·107 Эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений определяется по формуле ![]() где j c – число нагружений зуба за один оборот j-го зубчатого колеса; n j – частота вращения j-го зубчатого колеса, об/мин; th – долговечность, час. Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений для зубчатых колёс 1 и 2: Для шестерни 1: c1 = 1; nj = n1; ![]() Для зубчатого колеса 2: c2 = 1; nj = n2; ![]() Коэффициенты долговечности по контактным напряжениям: ![]() ![]() Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны: ![]() ![]() В качестве расчётных допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колёс принимаем наименьшее значение из двух полученных: ![]() 2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба Допускаемые напряжение изгиба для каждого зубчатого колеса определяются по формуле ![]() где Flim b– базовый предел выносливости по изгибу, МПа; SF – коэффициент безопасности по напряжениям изгиба; kFL – коэффициент долговечности; kFC – коэффициент, учитывающий условия нагружения зуба Базовый предел выносливости по изгибу для цементированных зубьев принимаем F lim b =800 МПа. Так как поломка зуба является катастрофическим видом разрушения, то запасы прочности по напряжениям изгиба принимаются достаточно большим – SF=1,8. Базовое число циклов перемены напряжений будет NFО = 4·106 . Коэффициенты долговечности при расчёте по напряжениям изгиба определяются по формуле ![]() где NFО – базовое число циклов перемены напряжений изгиба, NFЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба. Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба определяется по формуле ![]() где j c – число нагружений зуба за один оборот j-го зубчатого колеса; n j – частота вращения j-го зубчатого колеса, об/мин; th – долговечность, час. Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба для зубчатых колёс 1 и 2: Для шестерни 1: c1 = 1; nj = n1; ![]() Для зубчатого колеса 2: c2 = 1; nj = n2; ![]() Коэффициенты долговечности по напряжениям изгиба: ![]() ![]() При работе зубьев одной стороной kFC = 1,0 Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны: ![]() ![]() |