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. Поэтому редукторы получили широкое распространение в машиностроении. Зубчатые передачи в редукторе обладают высоким КПД и могут передавать высокие нагрузки.

В данной работе проектируется редуктор главный вертолета. К основным требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся надежность и долговечность, удобство и простота обслуживания.

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

1. Кинематический и энергетический расчет редуктора

1.1. Определение общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням

Определим общее передаточное отношение редуктора: .

Примем передаточное отношение для первой ступени равным: , тогда передаточное отношение второй ступени будет равно: .

1.2. Определение частоты вращения валов

Частота вращения второго вала:.

Частота вращения третьего вала:.

1.3. Назначение КПД передач

Примем КПД цилиндрических передач равными

₁= ₂ =0,99.

1.4. Определение мощности на валах

;

1.5. Определение крутящих моментов на валах

Крутящие моменты на валах:

;

;

.

2. Определение допускаемых контактных и изгибных

напряжений

2.1. Выбор материала зубчатых колес

Выбираем материал сталь 12Х2Н4А, имеющую следующие механические характеристики (таблица 3 /1/): вид термообработки - цементация;

твердость зубьев на поверхности - HRC = 60:

твердость зубьев в сердцевине - HRC = 38.

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений

Расчет проводим согласно схеме на рис.2 /1/.

_{H lim b} = 23HRC_повер = 2360 = 1380 МПа (таблица 5 /1/, при термообработке - цементация и HRC_повер = 60); С = 1 – число зацеплений колеса за 1 оборот

N_HO = 1210⁷ (при HRC_повер = 60);

К_НЕ = 1 (таблица 4 /1/, при режиме работы 0).

Рассчитаем первое колесо:

N_HЕ = 60n₁Ct_hК_НЕ = 601650112501= 1,2410⁸;

К_HL = 1 (т.к. N_HЕ > N_HO);

S_H = 1,2 (т.к. цементация - поверхностное упрочнение);

МПа

Рассчитаем второе колесо:

N_HЕ = 60n₂Ct_h К_НЕ = 60500112501= 3,7510⁷;

К_HL = (т.к. N_HЕ < N_HO);

S_H = 1,2 (т.к. цементация - поверхностное упрочнение);

Мпа

Рассчитаем третье колесо:

N_HЕ = 60n₂Ct_h К_НЕ = 60500112501= 3,7510⁷;

К_HL = (т.к. N_HЕ < N_HO);

S_H = 1,2 (т.к. цементация - поверхностное упрочнение);

Мпа

Рассчитаем четвёртое колесо:

N_HЕ = 60n₃Ct_h К_НЕ = 60220112501= 1,6510⁷;

К_HL = (т.к. N_HЕ < N_HO);

S_H = 1,2 (т.к. цементация - поверхностное упрочнение);

Мпа

2.3. Определение допускаемых напряжений изгиба

Расчет проводим согласно схеме на рис.5 /1/.

_{F lim b} = 800 МПа (таблица 6 /1/, т.к. сталь легированная и термообработка - цементация);

m_F = 6;

К_FЕ = 1 (таблица 4 /1/, при режиме работы 0 и термообработке - цементация).

Рассчитаем первое колесо:

N_FЕ = 60n₁Ct_h К_FЕ = 601650112501= 12410⁶;

К_FL = 1 (т.к. N_FЕ > 410⁶);

К_FC = 1 (т.к. нагружение нереверсивное);

S_F = 1,7 (таблица 7 /1/, при термообработке - цементация);

Рассчитаем второе колесо:

N_FЕ = 60n₂Ct_h К_FЕ = 60500112501= 37,510⁶;

К_FL = 1 (т.к. N_FЕ > 410⁶);

К_FC = 1 (т.к. нагружение нереверсивное);

S_F = 1,7 (таблица 7 /1/, при термообработке - цементация);

Рассчитаем третье колесо:

N_FЕ = 60n₂Ct_h К_FЕ = 60500112501= 37,510⁶;

К_FL = 1 (т.к. N_FЕ > 410⁶);

К_FC = 1 (т.к. нагружение нереверсивное);

S_F = 1,7 (таблица 7 /1/, при термообработке - цементация);

МПа

Рассчитаем четвёртое колесо:

N_FЕ = 60n₃Ct_h К_FЕ = 60220112501= 16,510⁶;

К_FL = 1 (т.к. N_FЕ > 410⁶);

К_FC = 0,8 (т.к. нагружение реверсивное );

S_F = 1,7 (таблица 7 /1/, при термообработке - цементация);

МПа

3. Проектирование первой цилиндрической передачи

3.1. Определение основных габаритов передачи

Расчет проводим согласно схеме на рис.6 /1/ для цилиндрической передачи :

K^’ = 1,4;

К_a = 49,5 (т.к. принимаю  = 0).

Принимаю _ba = 0,26.

Допускаемое напряжение для передачи = 1150 МПа.

;

b_W =_baa_W = 0,25210 = 52,5 мм; Принимаю b_W = 54 мм ;

;

;

К_V = 1,15 (из табл.9/1/ )

K_ = 1,09

K = K_V  K_ = 1,251,09 = 1,3625  K’

3.2. Определение модуля и чисел зубьев

m_min = 2,5 Z_V = 20 X₁ = 0

Y_ = 1 Y_F = 4,08

Допускаемое напряжение для передачи = 471 МПа.

мм;

Принимаем стандартное значение модуля: m = 3 мм

Z_ =

Z₂ = Z_ - Z₁= 140 - 33 = 107

3.3. Определение геометрических параметров передачи

_t =  = 20

мм

Примем: a_W = a = 210 мм.

_tw = 20

X₁ = X₂ = 0

y = 0

y = 0;

d₁ = mz₁/cos = 333 =99 мм

d₂ = mz₂/cos = 3107 = 321 мм

d_b1 = d₁cos _t = 99cos 20 = 93 мм

d_b2 = d₂cos _t = 321cos 20 = 302 мм

d_a1 = d₁ + 2(1+X₁ - y)m = 99 + 23 = 105 мм

d_a2 = d₂ + 2(1+X₂ - y)m = 302 + 23 = 308 мм

d_w1 = 2a_w /(U_1-2+1) = 2210/(3,24+1) = 99 мм

d_w2 = 2a_w  U_1-2/(U_1-2+1) = 22103,24/(3,24+1) = 321 мм

Коэффициент торцевого перекрытия для передачи 1-2 :

;

3.4. Проверочный расчет передачи на контактную и изгибную прочность

Проведем проверочный расчет на контактную прочность в передаче 1-2.

K_ = 1,09

K_V = 1,25

K=K_VK_ = 1,251,09 = 1,3625

Z_M = 275

Z_ = 1

Мпа

Проведем проверочный расчет шестерни на изгибную прочность :

Y_ = 1

Y_ = 1

МПа

Проведем проверочный расчет колеса на изгибную прочность :

Мпа <

4. Проектирование второй цилиндрической передачи

4.1. Определение основных габаритов передачи

Расчет проводим согласно схеме на рис.6 /1/ для цилиндрической передачи :

K^’ = 1,4;

К_a = 49,5 (т.к. принимаю  = 0).

Принимаю _ba = 0,25.

Допускаемое напряжение для передачи = 1380 МПа.

;

b_W = = 75 мм;

;

;

К_V = 1,15 (из табл.9/1/ )

K_ = 1,16

K = K_V  K_ = 1,151,16 = 1,334  K’

4.2. Определение модуля и чисел зубьев

m_min = 2,5 Z_V = 20 X₁ = 0

Y_ = 1 Y_F = 4,08

Допускаемое напряжение для передачи = 471 МПа.

мм;

Принимаем стандартное значение модуля: m = 6

Z_ =

Z₄ = Z_ - Z₃= 70 - 21 = 49

4.3. Определение геометрических параметров передачи

_t =  = 20

мм

Примем: a_W = a = 210 мм.

_tw = 20

X₁ = X₂ = 0

y = 0

y = 0;

d₃ = mz₃/cos = 621 =126 мм

d₄ = mz₄/cos = 649 = 294 мм

d_b3 = d₃cos _t = 126cos 20 = 118 мм

d_b4 = d₄cos _t = 294cos 20 = 276 мм

d_a3 = d₃ + 2(1+X₁ - y)m = 126 + 26 = 138 мм

d_a4 = d₄ + 2(1+X₂ - y)m = 294 + 26 = 306 мм

d_w3 = 2a_w /(U_3-4+1) = 2210/(2,33+1) = 126 мм

d_w4 = 2a_w  U_3-4/(U_3-4+1) = 22102,33/(2,33+1) = 294 мм

Коэффициент торцевого перекрытия для передачи 1-2 :

;