22

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ им. академика С. П. Королёва Кафедра ОКМ Домашнее задание по расчёту зубчатой цилиндрическо–планетарной передачи Выполнил студент гр. 2303 Гатаулин Д.В. Преподаватель Силаев Б. М. Самара 2011

Техническое задание № 1, вариант № 4

Спроектировать главный редуктор вертолёта по соосной цилиндрическо–планетарной схеме.

F_T = 40 кН F_H = 1,8 кН n_вых. = 210 мин^-1 Р_вых. = 170 кВт n_вх. = 2300 мин^-1 t_h =2000 ч l = 650 мм

Плоскость крепления к подредукторной раме

Рисунок 1-Кинематическая схема редуктора

T₁ = T_H

T₂ = 0,95 T_H

T₃ = 0,8 T_H

n₁ = n_H

n₂ = 1,05 n_H

n₃ = 1,25 n_H

Рисунок 2- График режима работы

Примечания:

1. За расчётную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно действующих нагрузок, при которой число циклов перемены напряжений N_n ≥ 5∙10⁴.

2. Коэффициент перегрузки К_g = 1,15…1,30, при этом число циклов перемены напряжений N_n ≥ 1∙10⁴.

1. Кинематический и энергетический расчёт редуктора

1. Определение общего передаточного отношения и распределения его по ступеням

Определение общего передаточного отношения редуктора,

где согласно исходным данным n_вх=n_I=2300 об/мин, n_вых=n_II=210 об/мин

Согласно рекомендации [1] u_пл=3,2…8. Принимаем u_пл=4

2. Определение частот вращения валов редуктора

n _I = n _вх = 2300 об/мин (см. исходные данные)

n _III = n _вых = 210 об/мин (см. исходные данные)

В общем случае частота вращения вала редуктора определяется по формуле

, где S-номер вала, начиная со второго

Частота вращения вала II

Частота вращения в относительном движении

об/мин =640 об/мин

об/мин

об/мин

3. Определение числа сателлитов для планетарной передачи

, принимаем

4. Определение к. п. д. ступеней и мощностей на валах

Так как передача авиационная, работает с умеренными скоростями и повышенными нагрузками, то согласно рекомендации [1] выбираем седьмую степень точности, следовательно, _ц = 0,98 ÷ 0,99. Примем  _ц=0,985 .

η₁=0,985

Тогда η_пл=

Мощность на валах определяется по формуле . Из исходных данных имеем мощность на выходном валу P_III = P_вых = 170 кВт, следовательно, считаем мощность на остальных валах по формуле ,

5. Определение крутящих моментов на валах

Крутящий момент на валу редуктора определяется в общем случае по формуле

Так как шестерня “a” находится на валу 2, то Т_а=Т_II=

К_нер определяем по таблице приложения [2]. При плавающем центральном колесе числе сателлитов а`_c=5 К_нер=1,15

Момент, передаваемый от шестерни “a” к сателлиту “g”.

Момент, передаваемый от сателлита “g” к корончатому колесу “b” .

2. Расчет зубчатых передач редуктора

1. Подбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

Так как передача авиационная требует повышенной надежности и малых массогабаритных характеристик, выбираем для всех зубчатых колес привода сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой цементацией. Заготовка – штамповка.

Таблица 1- Механические свойства

Марка стали	Вид термообработки	Механические характеристики
		Твердость зубьев		предел прочности σв, МПа	предел текучести σт, МПа
		на поверхности	в сердцевине
12Х2Н4А	цементация	HRC 58-63	HRC 35-40	1200	1000

2. Определение допускаемых контактных напряжений

Сталь 12Х2Н4А легированная. химико-термическая обработка цементация.

Значение σ_Hlimb определяется из [1]. HB>350. HRC принимаем равным 60,5 Мпа.

Так как заготовка штамповка, согласно [1] S_H1,2,a,g,b=1,25

Коэффициент долговечности определяется по формуле , где N_HOj – базовое число циклов переменного напряжения. Так как HRC>56, то

N_HEj – расчетное число циклов переменного напряжения

Расчетное число циклов при переменном движении

i – номер режима

s – номер вала

Для колеса z₁:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

n_I=2300 об/мин; n_I(1)=n_I=2300 об/мин; n_I(2)=1,05n_I=2415 об/мин;

n_I(3)=1,25n_I=2875 об/мин;

; ; ; ;

c_j – число зацеплений зуба за один оборот рассчитываемого колеса

с₁=1

Для колесп z₂:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

n_II=840 об/мин; n_II(1)=n_II=840 об/мин; n_II(2)=1,05n_II=882 об/мин;

n_II(3)=1,25n_II=1050 об/мин;

; ; ; ;

c₂=1

Для шестерни “а”:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

об/мин; об/мин; об/мин; об/мин;

; ; ; ;

c_a=c_b=a_c`=5

Для сателлита “g”:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

об/мин; об/мин; об/мин; об/мин;

; ; ;

c_g=1

Для корончатого колеса“b”:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

n_b=n₃=210 об/мин;

об/мин; об/мин; об/мин; об/мин;

; ; ;

c_b=5

Коэффициент долговечности для каждого зубчатого колеса:

N_HO<N_HE1, следовательно K_HL1=1

N_HO<N_HEa, следовательно K_HLa=1

N_HO>N_HE2, следовательно

N_HO>N_HEb, следовательно

N_HO>N_HEg, следовательно

Допускаемые контактные напряжения:

Мпа;

Мпа;

Мпа;

Мпа;

Мпа;

В качестве расчетного для каждой пары зубчатых колес выбираем меньшее из двух полученных

Мпа; Мпа; Мпа;