Проектирование главного редуктора вертолёта

где и −номинальный крутящий момент на валу и соответствующая ему  частота вращения, для второго вала − время работы редуктора; , , − коэффициенты, учитывающие характеристики режимов нагружения.

     После преобразования формула (1) приобретает вид: 

        . 
 
 
 
 

      Согласно  заданию имеем:

на первом режиме                   

на втором режиме        

на третьем  режиме           

      Рассчитаем  эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений для зубчатых колес:

Для шестерни 1: 

  ;  

. 
 

Для зубчатых колёс 2 и 3: 

;  

. 
 

Для зубчатого  колеса 4:  

;  

. 

     Для зубчатого колеса 1 получили, что  .

     Коэффициенты  долговечности по контактным напряжениям: 

 принимаем  = 1,0. 

; 

. 

     Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны: 

 МПа; 

 МПа; 

 МПа. 

     В качестве расчетных допускаемых  напряжений для каждой пары зубчатых колес принимаем наименьшее значение из двух полученных: 

 МПа; 

 МПа.

3.   Определение допускаемых контактных напряжений

 

     Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле: 

, 

где    − базовый предел выносливости по изгибу, МПа;

     S_F – коэффициент безопасности при расчетах по напряжениям изгиба;

      −коэффициент долговечности;

      − коэффициент, учитывающий условия нагружения зуба.

     Базовый предел выносливости по изгибу для  цементированных зубьев

принимаем МПа;

     Коэффициент безопасности S_F = 1,8.

     Базовое число циклов перемены напряжений будет N_FO = 4×10⁶.

     Коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба определяется по формуле: 

, 

где  N_FO – базовое число циклов перемены напряжений изгиба, − эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба. При большой длительности эксплуатации, когда , вводится ограничение

      Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба определяется по формуле: 

. 

      Рассчитаем  эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба зубчатых колёс:

Для шестерни 1: 

  ; , 

. 
 
 
 
 
 
 
 

Для зубчатых колёс 2 и 3: 

; , 

. 

Для зубчатого  колеса 4: 

; , 

. 

Для всех зубчатых колес получили, что  

. 

      Коэффициенты  долговечности по напряжениям изгиба: 

 принимаем  = 1,0, 

 принимаем = 1,0, 

   принимаем  = 1,0. 

     Тогда допускаемые напряжения изгиба будут  равны: 

      МПа; 

      МПа; 

      МПа.

 

4.   Расчет конической передачи

     2.4.1 Определение основных параметров конической прямозубой

передачи  из условий контактной прочности

      Принимаем коэффициент  нагрузки ; коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния ;

Угол  делительного конуса шестерни определяем по формуле: 

. 

     Угол  делительного конуса колеса определяем по формуле: 

. 

     Внешний делительный диаметр для шестерни определим по формуле: 

 ; 

 мм. 

      Внешнее конусное расстояние  определяется по формуле: 

 мм. 

     Ширина  зубчатого венца определяется по формуле: 

 мм. Округляем мм.

2. Определение модуля и чисел зубьев

 

     Принимаем коэффициент формы зуба .

Определяем  внешний торцевой модуль:  

  ; 

 мм. 

     Округляем по ГОСТ 9563 до большего целого 

 мм. 

  Определяем число зубьев для шестерни : 

. 

    Округляем значение до ближайшего целого числа. Принимаем z₁ = 21.

Определяем  число зубьев для колеса: 

. 

Принимаем z₂ = 51.

    Определяем  фактическое передаточное число: 

. 

    Определяем  погрешность  вычисления: 

. 

    Определяем средний окружной модуль: 

 мм. 

    Определяем средний делительный диаметр шестерни: 

 мм.

    2.4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

 

    Определим окружную скорость на среднем делительном  диаметре

шестерни.

    Определяем  окружную скорость шестерни:

 

 м/с. 

    Коэффициент динамической нагрузки K_v = 1,3 определим при 

 = 10,154 м/с, СТ=  7 и НВ > 350. 

    Определяем  коэффициент ширины зубчатого венца  относительного среднего делительного диаметра шестерни: 

. 

    Принимаем K_b = 1,17. 

. 

    Условие прочности по контактным напряжениям: 

 МПа, 

МПа,

 

Определяем  погрешность: 

. 

     Контактное  напряжение в зубьях находится в  допустимых пределах.

4. Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

 

     Условие прочности по напряжениям изгиба: 

; 

где  − коэффициент формы зуба.

    Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

;

.

 

      По  эквивалентному числу зубьев определим  коэффициенты формы зуба шестерни и колеса: 

 ,   . 

    Находим напряжения изгиба зубьев шестерни: 

 МПа, 

 МПа. 
 
 

    Находим напряжение изгиба зубьев колеса:  

= МПа, 

МПа. 

    Приведенные расчеты показывают, что напряжение изгиба меньше допустимых значений.

    2.4.5 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. 
 

     2.4.6  Определение геометрических размеров передачи

 

     Угол  делительного конуса шестерни определяем по формуле: 

. 

     Угол  делительного конуса колеса определяем по формуле: 

. 

      Внешний делительный диаметр для шестерни и колес: 

 мм, 

 мм. 

      Внешнее конусное расстояние: 

 мм. 

     Среднее конусное расстояние: 

 мм. 

     Средний делительный диаметр шестерни и  колеса: 

 мм; 

 мм. 

     Внешняя высота головки зубьев: 

 мм. 

      Внешняя высота ножки зубьев: 

 мм. 

  Угол ножки зуба: 

. 

     Угол  конуса вершин шестерни и колеса: 

; 

. 

  Угол конуса впадин шестерни и колеса: 

; 

. 

      Внешний диаметр вершин зубьев шестерни и  колеса: 

 мм; 

  мм. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

5. Расчёт  тихоходной цилиндрической передачи

     2.5.1 Определение основных параметров передачи из условия

     прочности