Файл: Проектирование редуктора вертолёта.docx

Министерство по образованию и науки Российской Федерации

Московский Авиационный институт

(Национальный исследовательский университет)

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО ДИСЦИПЛИНЕ

«ДЕТАЛИ МАШИН»

Тема: «Проектирование редуктора вертолёта»

Задание С-4 вариант 9
Выполнил: Гаврилов И.А.

Группа: МСО-303С

Проверил: Наумов С.М.

г. Жуковский

2022-2023 уч.год

1. Исходные данные:


2. Технические требования к проектировочному изделию:

2.1. Редуктор должен устанавливаться наподредукторной раме, с помощьюдлинных специальных шпилек по диаметру не более 90мм.

2.2. Обеспечить осевой люфт вала не более 0.2мм. Усилие, прикладываемое к подшипникам для выбора люфтов не более = 50Н. Регулировочные шайбы для исключения непараллельности плоскостей разрешается только шлифовать.

2.3. Величина момента страгивания ведущего вала не боле 200 Н мм.
Объём проекта:

1. Графическая часть.

1.1. Сборочный чертеж со всеми необходимыми разрезами и сочетаниями, с габаритными, присоединительными и посадочными размерами, спецификой, технической характеристикой, и техническими требованиями, вклчающими указания по сборке, регулировке и смазке.

1.2. Два рабочих чертежа деталей (по указанию консультанта).

2. Расчетно-пояснительная записка:

2.1. Задание на проектирование (на бланке);

2.2. Содержание с указанием страниц;

2.3. Техническое описание механизма;

2.4. Проектировочный расчет механизма;

2.5. Проверочный расчет передачи на контактную прочность;

2.6. Проверочный расчет передачи на изгибную прочность

---

;

2.7. Эскизная компоновка редуктора;

2.8. Проверочный расчет валов;

2.9. Проверочный расчет подшипников;

2.10. Проверочный расчет шпоночного (шлицевого) соединения или муфты;

2.11. Проверочный расчет болтового соединения;

2.12. Порядок сборки-разборки редуктора;

2.13. Список использованной литературы;

Содержание

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ МЕХАНИЗМА

Обводной редуктор установлен в цепи кинематической схемы управления закрылками для обеспечения требуемого угла, обусловленного конструкцией самолета, и передачи крутящего момента от гидропривода на винтовой механизм закрылков.

Он представляет собой одноступенчатую цилиндрическую передачу. Механизм работает в условиях повышенных вибраций.

Гарантийная наработка (ресурс)-1500 час.

Коэффициент динамичности внешней нагрузки –1,3

Редуктор устанавливается на раме с помощью длинных специальных шпилек. Ведущая шестерня и ведомое колесо изготовлены совместно с валами.

Ведущая шестерня из материала – сталь 18Х2Н4ВА ГОСТ 4543-71

Ведомое колесо из материала - сталь 40ХН2МА ГОСТ 4543-71.

Корпус из материала АК-6, обеспечивающий необходимую компоновку деталей, является основным силовым узлом редуктора. Он выполнен разъёмным и состоит из двух частей. Части корпуса соединяются между собой болтами.

Крышка изготовлена из материала АК-6, служит для закрытия и регулирования установки подшипников ведущего вала.

---

2. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА

2.1 Выбор материала зубчатой передачи

Исходя из прототипа выбирается марка стали для шестерни и зубчатого колеса.

Материал для шестерни:сталь 18Х2Н4ВА ГОСТ 4543-71

НВ = 580 σ_Β= 1030 МПа σ_Т=785МПа σ_-1= 570 МПа

ТХО - азотирование после термоулучшения

Материал для зубчатого колеса: сталь 40ХН2МА ГОСТ 4543-71

ТХО - азотирование после термоулучшения.

НВ = 530 σ_В=980МПа σ_Т= 835 МПа σ_-1= 550Мпа

2.2. Определение чисел зубьев шестерни z₁, колеса z₂ и передаточного числа

Ориентировочное значение окружной скорости

, м/сек (2.2.1)

Где d₁=60мм -делительный диаметр шестерни прототипа (исходные данные)

n₁ –частота вращения шестерни



Суммарное число зубьев z_Σ имеет характерные значения для зубчатых пар различных категорий.

Суммарное число зубьев x_Σ =50…60(70 ) x_Σ =70

Тогда число зубьев шестерни в первом приближении:

(2.2.2)

Где i – передаточное отношение передачи

(2.2.3)

Где n₂ –частота вращения колеса

Число зубьев колеса в первом приближении:

(2.2.4)

Принимаем:

z₁=14 z₂=56

Передаточное число для принятых зубьев: (2.2.5)

Отклонение передаточного числа:

(2.2.6)

Отклонение меньше 2,5% и не должно превышать передаточное число 4,5

Принимаем за передаточное число значение u = 4

Так как z₁ =14, то для устранения подрезания зубьев шестерни вводят корригирование.

Зацепления с коэффициентами смещения инструмента

x₁ =+0,3 х₂=-0,3

х₁ и х₂ - коэффициенты смещения инструмента

2.3 Выбор степени точности зацепления

При частоте вращения шестерни n₁ = 1300об / мин, с учётом размеров зубчатых колёс прототипа, ожидается окружная скорость V=

---

м/с. Поэтому с учётом степени надёжности механизма и реверсивного движения принимается 7 степень точности и вид сопряжения - С.

2.4 Выбор относительной ширины зубчатого венца

В соответствии с рекомендациями и по табл. 1.2[1] для цилиндрических передач выбирается ψ_ba=0,3

2.5 Выбор формы выполнения зуба

Так как полученная окружная скорость шестерни менее20 м/с , то выбирается прямая форма зуба (β=0).

2.6 Определение предельных контактных напряжений в зубьях шестерни и колеса

Предельные контактные напряжения зависят от твёрдости поверхности зубьев и числа циклов нагружения поверхности детали

σ_{H lim min}=min(σ_{H lim 1},σ_{H lim 2})

Предельное контактное напряжение для поверхности зуба шестерни определяется по формуле:

(2.6.1)

Где σ_Hlimaи σ_Hlimb- соответственно верхнее и нижнее значения предельных напряжений, которые выбираются по таблице 1.6 [1]

m=6 - так как шестерня и колесо из стали

N_HO - число циклов изменении напряжении, соответствующих излому кривой усталости, для стали

(2.6.2)

N_HE - расчетное число циклов изменения контактных напряжений на одной поверхности зубьев

Расчётное число циклов изменения контактных напряжений на одной поверхности зуба шестерни:

N_HE1=60*c *n₁* (2.6.3)

Принимаем эквивалентную длительность цикла нагружения одной поверхности равной длительности одностороннего вращения в течении одного цикла по циклограмме

T_h =700 ч -расчётная долговечность

с = 1 - число контактов одной поверхности зуба шестерни за один оборот.

Для стальных зубьев верхний и нижний пределы вычисляются согласно таблице 1.6 [1].

σ_{H lim a1}=42*HRC, МПа (2.6.5)

σ_{H lim b1}=23*HRC, МПа (2.6.6)

1)Для шестерни HRC=58

по формуле (2.6.5)σ_Hlima1= 42*58=2436 МПа

по формуле (2.6.6)σ_Hlimb1=23*58=1334 МПа

по формуле (2.6.2) N_HO=12* =135,8*

по формуле (2.6.3) N_HE1=60*1*

---

*700=54,6*

Предельное контактное напряжение для поверхности зуба шестерни
σ_{Hlim 1}=

2436 МПа> МПа> 1334 МПа

Так как неравенство выполняется, принимаем:

σ_{Hlim 1}= МПа

2) Для колеса HRC=53

σ_{H lim a2}=42*53=2226МПа

σ_{H lim b2}=23*53=1219МПа

По формуле (2.6.2) N_HO2=12*

По формуле (2.6.3) N_HE2=60*1*330*700

1219* МПа

2226 МПа> MПа> 1219 Мпа

Неравенство выполняется, принимаем:

σ_{Hlim 2}= МПа

Сравниваются значения σ_{Η lim1}, и σ_{Η lim2} и минимальное из них принимаем в качестве

σ_{H lim min}=min(σ_{Η lim1}, σ_{Η lim2})= МПа

2.7 Определение допускаемой величины контактных напряжений в зубьях передачи

Допускаемое контактное напряжение: (2.7.1)

где S_H=1,3 -коэффициент безопасности по таблице 1.7 [1] соответствующий назначению механизма при вероятности безотказной работы зубчатой пары Р > 0,99

Подставляя числовые значения в формулу (2.7.1), получаем:



2.8 Определение значений коэффициентов К_Нα, Κ_Ηβ , Κ_ΗV и функции

ƒ(β), входящих в формулу определения межосевого расстояния

2.8.1 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную выносливость

K_Hα=1 – для прямозубых пар

2.8.2 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых венцов

---