Расчет вертолетного редуктора. Вертолётный редуктор. Спроектировать главный редуктор лёгкого вертолета Кинематическая схема редуктора
 Скачать 84.17 Kb.
|
|
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:   | ||||||||||||||||||