Проектирование главного редуктора вертолёта

 
   Принимаем коэффициент , коэффициент ширины

зубчатого  венца относительно межосевого расстояния .

     Межосевое расстояние передачи определяется по формуле: 

, 

 мм. 

    Принимаем мм. 

    Определяем  рабочую ширину венца.  

 мм.  

Округляем 96 мм.

     2.5.2 Определение модуля и числа зубьев

 

     Коэффициент формы зуба принимаем  .

     Модуль  зацепления определяем по формуле: 

мм. 

    Округляем по ГОСТ 9563 до большего целого m = 4,5 мм.

Определяем  число зубьев для шестерни : 

. Принимаем . 
 
 

    Определяем  число зубьев для колеса  : 

 Принимаем . 

    Фактическое передаточное число: 

. 

    Определяем  погрешность вычисления: 

; 

    Погрешность находится в допустимых пределах.

3. Проверочный расчёт на контактную прочность

 

    Определяем  делительные диаметры шестерни и  колеса: 

 мм; 

 мм. 

    Рассчитаем  делительное межосевое расстояние: 

 мм. 

    Найдем  окружную скорость по формуле: 

 м/с. 

    Коэффициент динамической нагрузки определим при м/с, СТ = 7 и НВ > 350. 

      Коэффициент ширины зубчатого  венца относительного начального  диаметра шестерни определяется  по формуле: 

     . 

    Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки K_b = 1,15 при и симметричном расположении шестерни относительно опор. 
Определим коэффициент нагрузок: 

.

 
 Условие прочности по контактным напряжениям: 

; 

 МПа ; 
 

 МПа. 

    Определим погрешность  

. 

    Из  последнего уравнения видно, что  контактные напряжения в зубьях находятся в допустимых пределах.

4. Проверочный расчёт передачи на усталость по изгибу

 

    Условие прочности по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба шестерни 

 

      . 
 

     Коэффициент формы зуба примем  .

Расчетное напряжение изгиба для зубчатого  колеса: 

 Мпа. 

     Напряжения  изгиба в зубьях находятся  допустимых пределах. Условие прочности выполняется.

     2.5.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при

перегрузках

 

 Н∙мм ;  

МПа; 

 МПа; 

 .  Условие прочности выполняются . 

      Найдем  максимальные напряжения изгиба при  перегрузке: 

 МПа; 

      Для стали 12Х2Н4А с σ_т = 1000 Мпа. 

МПа. 

.  

     Условие прочности выполняется.

6. Определение геометрических размеров передачи внешнего зацепления

 

     Определяем  межосевое расстояние. Делительное  межосевое расстояние вычисляется  по формуле: 

 мм. 

     Определяем делительные диаметры и : 

мм; 

мм. 

      Определяем  начальные диаметры и по формуле: 

 мм; 

 мм. 

     Диаметры  вершин зубьев определим по формуле: 

мм; 

мм. 

     Диаметры  впадин зубьев рассчитываем по формуле: 

 мм; 

 мм.

     3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ УСИЛИЙ В ЗАЦЕПЛЕНИЯХ

   3.1 Определение усилий  в зацеплениях на первой  передаче

 

Рисунок 2− Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи. 

    Окружная  сила: 

,  где — максимальный момент на шестерне, Н ∙ м; 

 Н. 

     Радиальная  сила: 

,  для стандартного профиля  ; 

 Н; 

 Н. 

     Осевая  сила:   

Н; 

 Н. 

    3.2 Определение усилий  в зацеплениях на второй передаче

 

Рисунок 3−Силы в зацеплении конической зубчатой передачи.

    Окружная  сила: 

,  где — максимальный момент на колесе, Н ∙ м; 

 Н. 

    Радиальная  сила: 

,  для стандартного профиля  ; 

 Н. 

    Осевая  сила: 

Н. 
 
 
 
 
 
 
 
 

     4 ОБОСНОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ

     4.1 Предварительное  определение диаметров валов  и осей

 

Определим диаметры валов из условия прочности  по касательным напряжениям: 

,           где – крутящий момент;

                                                    – коэффициент пустотелости;

                                                   – допускаемое напряжение кручения.

Для входного вала принимаем , МПа. 

мм. 

Для выходного  вала принимаем  , МПа. 

мм. 

Для промежуточного вала принимаем , Мпа. 

 мм.

 

Округлим  значения диаметров до целых чисел, предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров  валов:

 

. 

Подберём  подшипники для каждого из валов:

Вал № 1 d = 45 мм – Подшипник 7215   ГОСТ 27365−87;

Вал № 2 d = 57 мм – Подшипник 7215   ГОСТ 27365−87.

Вал № 3 d = 40 мм – Подшипник 7215   ГОСТ 27365−87.

Приложение