Проектирование главного редуктора вертолёта

Министерство образования  и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное  учреждение

высшего профессионального образования

«Самарский  государственный аэрокосмический  университет

имени академика  С.П. Королева

(национальный  исследовательский университет)» 

Факультет летательных аппаратов 

Кафедра основ конструирования машин 
 
 
 
 
 

Расчетно−ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому  проекту по дисциплине «Детали машин»

Проектирование  главного редуктора вертолёта 

Задание № ОКМ.007.002.000 
 
 
 
 
 
 

     Выполнил:  Орлов  Д.И.

     студент группы 1307 

Руководитель  проекта: Тукмаков В.П. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Самара 2011

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

     Задание 7.Вариант 2.

     

       

     Рисунок 1−Кинематическая схема редуктора 

Исходные  данные 

Сила  тяги на несущем винте, F_т                          8,5 кН,

Несущая сила на винте, F_н                                   0,5 кН,

Частота вращения выходного вала, n_вых             145 об/мин,

Мощность  на выходном валу, Р_вых                      250 кВт,

Частота вращения входного вала, n_вх                  1850 об/мин,

Расчетная долговечность, t_h                                 1200 ч,

Расстояние  от плоскости подвески до несущего винта, L  650 мм, 

 

Таблица 1−Характеристика режимов нагружения

РЕФЕРАТ

     Пояснительная записка к курсовому проекту по проектированию зубчатых передач.

     стр. 22, рис. 3, исп. источники 3,приложение 1. 
 
 

     КОНИЧЕСКАЯ  ПЕРЕДАЧА, ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА, КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ, КОНТАКТНОЕ НАПРЯЖЕНИЕ, НАПРЯЖЕНИЕ ИЗГИБА, КОЭФФИЦИЕНТ ЗАПАСА, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО, МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 
 
 

     В данной работе произведены расчеты  конической и цилиндрической зубчатых передач, необходимые для того, чтобы  спроектировать редуктор вертолета. Определены их геометрические параметры. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Содержание 

ВВЕДЕНИЕ

     Для передачи движения от двигателя к  исполнительному механизму применяется  редуктор, благодаря которому увеличивается крутящий момент и уменьшается частота оборотов. Он обладает компактностью, надежностью и долговечностью. К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся надежность и долговечность, удобство и простота облуживания.

     Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых – прочность, надежность, износостойкость, жесткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность…

     Зубчатые  передачи в современной  промышленности имеют важные значения. Благодаря  высокому КПД они широко применяются  в технике. В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта.

     Курсовой  проект по деталям машин является первой конструкторской работой  студента и поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин − приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

РЕДУКТОР

   1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням

 

     Разбивка  общего передаточного отношения по ступеням редуктора в значительной мере определяет его массогабаритные и энергетические показатели.

     При заданных частотах вращения  n_вх = 1850 об/мин и выходе

n_вых = 250 об/мин общее передаточное отношение редуктора u_ред определяется по формуле: 

, 

где n_вых − частота вращения выходного вала;

     n_вх − частота вращения входного вала.

     Общее передаточное отношение является произведением  передаточных отношений отдельных ступеней. Для двухступенчатого редуктора: 

, 

где    U₁ − передаточное число первой ступени;

  U₂− передаточное число второй ступени.

     Найдем  эти передаточные отношения по формулам: 

, 

. 
 
 
 
 
 
 
 
 

     1.2 Определение частот вращения валов редуктора 

 

     Частоты вращения входного и выходного валов  заданы: 

 мин ⁻¹ ; 

 мин ⁻¹. 

     Определяем  частоту вращения промежуточного вала, исходя из передаточного отношения: 

.

     1.3 Выбор КПД и определение мощностей на валах

 

     Принимаем  КПД для цилиндрической передачи η₂ = 0,98, для конической   передачи η₁ = 0,97. Мощность на валах определяется по формуле: 

, 

где     Р_n — мощность на валу,

      Р_n−1 − мощность на предыдущем валу, кВт,

      η_n − КПД ступени.

     Для выходного вала задана мощность P₃ = 145 кВт. 

     Исходя  из этого условия определяем мощность на остальных валах: 

мощность  на втором валу кВт; 

мощность  на входном валу кВт. 
 
 
 
 
 

     1.4 Определение крутящих моментов на валах

 

     Определение крутящих моментов на всех валах редуктора  производится по формуле: 

      , 

где    Т − крутящий момент, Н×мм,

     Р – мощность, кВт,

     n − обороты вала, мин⁻¹,    

     После подстановки получим:

Для первого  вала: 

 Н∙мм; 
 

Для второго  вала: 

 Н∙мм ; 

Для третьего вала: 

 Н∙мм .  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     2 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

 

      2.1 Выбор  материала зубчатых  колёс и обоснование термической 

обработки 

     Так как передача авиационная, тяжелонагруженная  и требует обеспечения высокой надежности и малых значений массогабаритных характеристик, то для всех зубчатых колес выбираем высокопрочную легированную сталь 12Х2Н4А с термообработкой зубьев цементацией на глубин (1,0..1,2) мм с последующей закалкой, заготовка штамповка.

Механические  свойства стали приведены в таблице 1.

Таблица 2− Механические свойства стали. 

Марка стали	Вид термообработки	Механические  характеристики
		Твёрдость зубьев		Предел  прочности , МПа	Предел  текучести , Мпа
		на  поверхности	в сердцевине
12Х2Н4А	Цементация	HRC 58…63	HRC 35…40	1200	1000

2.   Определение допускаемых контактных напряжений

 

     Допускаемое контактное напряжения для каждого  зубчатого колеса определяются по формуле: 

, 

 где   σ_Hlimb −базовый предел контактной выносливости, МПа,

      S_H − коэффициент безопасности по контактным напряжениям,

         K_HL− коэффициент долговечности.

     Для стали 12Х2Н4А твердость поверхности  составит 58..63 HRC.

     Принимаем HRC=60.

     Базовый предел контактной выносливости поверхности  цементированных зубьев всех колес: 

      МПа. 

     Для цементированных зубьев коэффициент  безопасности S_H = 1,2.

      Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениям определяются по формуле: 

       , 

где N_H0 − базовое число циклов перемены контактных напряжений,

N_HE − эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений.

При большой  длительности эксплуатации, когда  , вводится ограничение K_HL ≥ 1

При твердости поверхности зубьев HRC ³ 56 принимаем N_HO = 12∙10⁷

Зубчатая  передача работает при переменном режиме нагружения.

     Эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений определяется по формуле: 

       (1) 

где c_i− число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса, T_pi−один из числа крутящих моментов, которые учитываются при расчёте на выносливость ; T_max − максимальный из моментов, учитываемых при расчёте на выносливость ; и − соответствующие этим моментам частота вращения и время работы.

       Исходные данные по режимам нагружения даны в долях от параметров передачи: 

       ,