Проектирование главного редуктора вертолета - двухступенчатого, соосного цилиндрическо-цилиндрического

Расчетно-пояснительная записка.docx

Кинематическая схема редуктора
График режима работы
Характеристика режима работы
T2 087TH T 083TH n1 nH
n2 115nH n3 120nH th1 055th th2 025th th3 02th
За расчётную (номинальную) нагрузку принимается максимальная из длительно
действующих нагрузок при которой число циклов перемены напряжений Nп 5104 ;
Коэффициент перегрузкиKg 115 13 при этом число циклов перемены
напряжений Nп 1104 .
Расчётно-пояснительная записка: 56 стр. 9 рис. 3 табл. 5 ист. 2 прил. Графическая документация: 2 листа формата А1 3 листа формата А3
ВЕРТОЛЁТ РЕДУКТОР ГЛАВНЫЙ ПЕРЕДАЧА ЗУБЧАТАЯ ВАЛ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ПРОЧНОСТЬ ЗАПАС ПРОЧНОСТИ ПЕРЕГРУЗКА.
Объектом исследования является главный редуктор вертолёта. Редуктор двухступенчатый соосный цилиндрическо-цилиндрический.
Цель работы – разработка конструкции удовлетворяющая требованиям предъявляемым к авиационным изделиям.
В результате работы выбран материал определены допускаемые и расчётные напряжения проведён геометрический расчёт.
Эффективность работы заключается в определении оптимальных массовых и габаритных характеристик главного редуктора вертолёта обеспечивающих его работоспособность.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА6
1 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням6
2 Определение частот вращения валов6
3 Определение КПД ступеней и мощностей на валах7
4 Определение крутящих моментов на валах7
РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ8
1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки8
2 Расчёт тихоходной ступени8
4 Определение усилий в зацеплении быстроходной цилиндрической передачи17
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА18
1 Предварительное определение диаметров валов18
2 Предварительный подбор подшипников качения19
РАСЧЕТ ВХОДНОГО ВАЛА20
1 Определение реакций опор20
2 Расчет подшипников22
3 Расчет подшипников23
4 Расчет подшипников24
РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА30
1 Определение реакций опор30
2 Расчёт подшипников31
3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов32
4Расчёт на усталостную прочность33
РАСЧЁТ ВЫХОДНОГО ВАЛА38
1 Определение реакций в опорах38
2Расчёт подшипников40
2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов41
РАСЧЁТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ46
СИСТЕМА СМАЗКИ И СУФЛИРОВАНИЯ49
РАСЧЕТ БОЛТОВ КРЕПЛЕНИЯ РЕДУКТОРА К ПОДРЕДУКТОРНОЙ РАМЕ50
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ53
Проблемой создания изделий авиационной техники является обеспечение высокой экономической эффективности её применения. Экономическая эффективность определяется прибылью и затратами на проектирование производство эксплуатацию ремонт и пр. Затраты в свою очередь зависят от качественных и количественных показателей среди которых можно выделить следующие: надёжность технологичность ремонтопригодность энергетические и массогабаритные характеристики удобство обслуживания и др.
Главный редуктор вертолёта составляет около 8 15 % массы всей конструкции. Поэтому с проектной точки зрения актуальным направлением обеспечения экономической эффективности является минимизация массы и габаритов узлов и деталей. Это достигается выбором материалов способом обработки конструкцией компоновкой.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
1 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням
Общее передаточное отношение редуктора:
С другой стороны общее передаточное отношение редуктора:
где U1 – передаточное отношение быстроходной передачи;
U2 – передаточное отношение тихоходной передачи.
Разбивка общего передаточного отношения по ступеням редуктора в значительной
степени определяет его массогабаритные кинематические и энергетические показатели. В соосном цилиндрическо-цилиндрическом редукторе рекомендуется передаточное отношение быстроходной передачи определять по формуле [1]:
Тогда передаточное отношение быстроходной передачи:
Передаточное отношение тихоходной передачи:
2 Определение частот вращения валов
Частота вращения первого вала:
Частота вращения второго вала:
Частота вращения третьего вала:
nIII nвых 240 обмин.
3 Определение КПД ступеней и мощностей на валах
КПД зубчатых передач зависит от точности изготовления шероховатости окружной
скорости условий смазки нагрузки материалов термообработки и др. На начальном этапе проектирования рассчитать КПД весьма затруднительно. В связи с этим значения КПД принимаются ориентировочно.
Для авиационных передач работающих с повышенными нагрузками и умеренными скоростями согласно [1] выбираем 7 степень точности. При этом принимаем КПД для цилиндрических передач ц 0985.
Мощность на третьем валу: PII Pых 120 кВт.
Мощность на втором валу:
Мощность на первом валу:
4 Определение крутящих моментов на валах
Крутящий момент на iтом валу:
где T – крутящий момент на
ni – частота вращения на iтом валу обмин.
Крутящий момент на первом валу:
Крутящий момент на втором валу:
Крутящий момент на третьем валу:
РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки
Так как передача авиационная требует высокой надежности и прочности то согласно рекомендации [2] выбираем для зубчатых колес редуктора высокопрочную конструкционную легированную сталь 12Х2Н4А с химико-термической обработкой – цементацией заготовка штамповка; механические свойства приведены в таблице 1.
Таблица 1 – Механические свойства стали 12Х2Н4А
Механические характеристики
2 Расчёт тихоходной ступени
2.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение:
SH – коэффициент безопасности по контактным напряжениям;
KHL – коэффициент долговечности по контактным напряжениям.
Принимаем твердость на поверхности зубьев HRC=60.
Базовый предел контактной выносливости согласно [2] при цементации:
Hlimb 23HRC 2360 1380 МПа.
Т.к. заготовка - штамповка то согласно рекомендации [2] имеем:
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям:
где NH0 – базовое число циклов перемены контактных напряжений;
NHE – расчетное число циклов перемены контактных напряжений.
Базовое число циклов перемены контактных напряжений согласно [2] при HRC56:
Расчетное число циклов перемены контактных напряжений:
где C – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса;
KHE – коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям.
Число нагружений зуба за один оборот шестерни и колеса С=1.
Коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям:
Расчетное число циклов перемены контактных напряжений для шестерни:
NHE3 60CnIIthKHE 6015041500088399107 .
Расчетное число циклов перемены контактных напряжений для колеса:
NHE4 60CnIIIthKHE 601240150008819 107 .
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям для шестерни:
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям для колеса:
Допускаемые контактные напряжения для шестерни:
Допускаемые контактные напряжения для колеса:
В качестве допускаемых контактных напряжений для передачи принимаем H 1329 МПа.
2.2 Определение допускаемых изгибных напряжений
Допускаемое напряжение изгиба:
SF – коэффициент безопасности по изгибным напряжениям;
KFL – коэффициент долговечности по изгибным напряжениям;
KFC – коэффициент учитывающий двустороннее приложение нагрузки.
Базовый предел выносливости по изгибу согласно [2] при цементации принимаем Flimb 800 МПа.
При цементации и повышенных требованиях к надёжности коэффициент безопасности по изгибным напряжениям следует выбрать большим. Однако это приведёт к увеличению массы конструкции.
Поэтому согласно [2] принимаем SF 17.
Коэффициент долговечности по изгибным напряжениям:
где NF0 – базовое число циклов перемены изгибных напряжений;
NFE – расчётное число циклов перемены изгибных напряжений.
Базовое число циклов перемены изгибных напряжений NF0 4106 .
Расчётное число циклов перемены изгибных напряжений:
где KFE – коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям.
Коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям:
Расчетное число циклов перемены изгибных напряжений для шестерни:
NFE3 60CnIIthKFE 6015041500068 3047106 .
Расчетное число циклов перемены изгибных напряжений для колеса:
NFE4 60CnIIIthKFE 6012401500068 1462106 .
Так как и то коэффициенты долговечности по
изгибным напряжениям для шестерни и колеса принимаем
При одностороннем нагружении зуба согласно [2] принимаем для шестерни
Допускаемые изгибные напряжения для шестерни:
Допускаемые изгибные напряжения для колеса:
2.3 Определение габаритных размеров
Коэффициент нагрузки предварительно принимаем K 125.
Коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния принимаем ba 03.
Коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни:
Начальный диаметр шестерни:
Рабочая ширина зубчатого венца:
bw bddw3 047133 6251 мм.
2.4 Определение модуля и чисел зубьев
Минимальное значение модуля по требованиям термообработки составляет
Коэффициент формы зуба предварительно принимаем YF 4.
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Фактическое передаточное отношение передачи:
Отклонение фактического передаточного отношения от заданного:
Отклонение фактического передаточного отношения от заданного находится в допустимых пределах.
2.5 Определение геометрических параметров
Межосевое расстояние:
Делительный диаметр шестерни:
Делительный диаметр колеса:
Начальный диаметр колеса:
Диаметр основной окружности шестерни:
db3 d3 cosw 132cos2012404 мм.
Диаметр основной окружности колеса:
db4 d4 cosw276cos20 мм.
Диаметр вершин шестерни:
da3 d3 2m13226144 мм.
Диаметр вершин колеса:
Диаметр впадин шестерни:
df3 d3 2m 13226120 мм.
Диаметр впадин колеса:
df4 d4 2m 26 264 мм.
P Pcosw1885cos201771 мм.
Радиус кривизны шестерни:
Радиус кривизны колеса:
Коэффициент торцевого перекрытия:
2.6 Проверочный расчет на контактную прочность
Коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни:
Начальное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при bd 048 и несимметричном расположении относительно опор согласно [2] K118.
Эффективное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца для не прирабатываемых колёс (HB 350):
Окружная скорость шестерни:
Коэффициент динамической нагрузки для 7 степени точности при HB 350 и рассчитанной окружной скорости прямозубой передачи согласно [2] KV 12.
Коэффициент нагрузки:
Расчётные контактные напряжения:
где ZH– коэффициент учитывающий геометрию контактирующих тел;
Z– коэффициент учитывающий торцевое перекрытие при расчёте по контактным напряжениям.
Коэффициент учитывающий геометрию контактирующих тел:
ZH sin2tw sin2201764.
Коэффициент учитывающий торцевое перекрытие при расчёте по контактным напряжениям для прямозубых передач:
Расчётные контактные напряжения
Расчётные контактные напряжения меньше допускаемых H H т.е. условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Недогрузка по контактным напряжениям:
2.7 Проверочный расчет на изгибную прочность
Коэффициенты формы зуба шестерни и колеса согласно [2] YF3 39 и YF4 67.
Для прямозубых колёс принимаем коэффициент учитывающий распределение
нагрузки между зубьями = 082 [2].
Расчётные напряжения изгиба зубьев шестерни:
Расчётные напряжения изгиба зубьев шестерни меньше допускаемых F3 F3 т.е. условие прочности по изгибным напряжениям для шестерни выполняется.
Расчётные напряжения изгиба зубьев колеса:
Расчётные напряжения изгиба зубьев колеса меньше допускаемых F4 F4 т.е. условие прочности по изгибным напряжениям для колеса выполняется.
2.8 Проверочный расчет на статическую прочность при перегрузке
Максимальное расчётное контактное напряжение:
Где Kg- коэффициент перегрузки.
Коэффициент перегрузки принимаем Kg 125.
Максимальное допускаемое контактное напряжение:
Условие статической прочности при перегрузке по контактным напряжениям выполняется
Максимальное расчётное напряжение изгиба:
Максимальное расчётное напряжение изгиба для шестерни:
Максимальное расчётное напряжение изгиба для колеса:
Максимально допустимое напряжение изгиба:
где в – предел прочности МПа.
Условие статической прочности при перегрузке по изгибным напряжениям для шестерни и колеса выполняется.
В результате того что ручной вариант расчёта весьма трудоёмок и ограничен в получении наилучших характеристик передачи необходимо провести оптимизацию вариантов решения. Определение оптимальных массогабаритных характеристик передачи проводится на ЭВМ. Результаты расчёта приведены в приложении.
Для выбора наилучшего варианта для дальнейшей проработки необходимо провести сравнительную оценку вариантов расчёта. Оценка проводится по основным геометрическим параметрам. Из анализа полученных результатов можно сделать вывод что наилучшие характеристики получаются при варианте расчёта на ЭВМ. Поэтому он и выбирается для дальнейшей разработки.
4 Определение усилий в зацеплении быстроходной цилиндрической передачи
4.1 Определение усилий в зацеплении тихоходной ступени
В зацеплении возникает нормальная сила Fn которую можно разложить на две
составляющие: окружная сила Ft и радиальная сила Fr . Осевая проекция нормальной силы отсутствует т.к. колёса прямозубые.
Т.к. коэффициенты смещения инструмента при нарезании зубьев для колеса и для
шестерни не равны то вычислим делительное межосевое расстояние а34 и угол зацепления w34 :
5 Определение усилий в зацеплении тихоходной цилиндрической передачи
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
1 Предварительное определение диаметров валов
Так как валы составляют значительную массу редуктора то они выполняются полыми и тонкостенными. При этом по возможности они также выполняются заодно с другими элементами конструкции – зубчатыми колёсами фланцами и т.п. Ориентировочные значения диаметров валов определяются из условия прочности на чистое кручение по заниженному допускаемому напряжению кручения.
Наружный диаметр вала:
Ti – крутящий момент Н
– допускаемое напряжение кручения МПа;
– коэффициент пустотелости.
Наружные диаметры валов округляются до чисел кратных 5 из условия установки подшипников качения.
Согласно [3] принимаем =70 МПа07.
Наружный диаметр первого вала:
Наружный диаметр второго вала:
Округляем dII 60 мм.
Наружный диаметр третьего вала
Округляем dIII 80 мм.
2 Предварительный подбор подшипников качения
На входной вал действуют радиальная и окружная силы цилиндрической передачи. Для восприятия веса вала выбираем шариковый радиальный подшипник лёгкой узкой серии № 209. Для обеспечения возможности температурных перемещений второй выбирается роликовый радиальный подшипник лёгкой серии с короткими цилиндрическими роликами без бортов на внутреннем кольце лёгкой узкой серии № 2209.
На промежуточный вал действуют радиальная и окружная силы быстроходной и тихоходной цилиндрических передач. Для восприятия веса вала выбираем шариковый радиальный подшипник лёгкой узкой серии № 212. Для обеспечения возможности температурных перемещений второй выбирается роликовый радиальный подшипник лёгкой серии с короткими цилиндрическими роликами без бортов на внутреннем кольце лёгкой узкой серии № 2212.
На выходной вал действуют продольная сила и тяга несущего винта радиальная и окружная силы тихоходной цилиндрической передачи а также реакции в опоре второго подшипника входного вала. Для выходного вала устанавливаем роликовые радиально-упорные подшипники № 7216.
Параметры подшипников согласно данным [4] приведены в таблице 3.
Таблица 3 – Параметры подшипников
РАСЧЕТ ВХОДНОГО ВАЛА
1 Определение реакций опор
Рисунок 1 – Расчётная схема Определение реакций опор в плоскости ZОY.
Сумма моментов относительно опоры 1:
Сумма моментов относительно опоры 2:
Определение реакций опор в плоскости ZOX.
Определение реакций по оси Z.
2 Расчет подшипников
Для однорядного радиального шарикового подшипника №208 в 1.
Определение расчётной долговечности:
где Cав – динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников;
KT – коэффициент учитывающий температурный режим работы;
P – эквивалентная нагрузка;
m – показатель степени;
n – частота вращения вала.
Определение динамической грузоподъёмности авиационных подшипников:
где Kкач – коэффициент повышения ;
Эквивалентная нагрузка:
Принимаем согласно [1] К=120; V=1; m=3; KT =1.
Расчётная долговечность больше требуемого значения.
Для однорядного роликового подшипника №2208 в 2.
Принимаем согласно [1] К=120; V=1; m=333; KT =1.
3 Расчет подшипников
Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZОX.
Построение эпюр изгибающих моментов в плоскости ZOY.
Рисунок 2 – Эпюра крутящих и суммарных изгибающих моментов
4 Расчет подшипников
Принимается материал 12Х2Н4А согласно [1]:
в = 1150 МПа предел прочности;
Т = 950 МПа предел текучести
= 510 МПа предел усталостной прочности при симметричном цикле нагружения;
Рисунок 3 – Опасные сечения первого вала
где S – коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям;
S – коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям.
Полученный коэффициент запаса сравнивают с допускаемым S .
При простом нагружении когда нагрузки возрастают пропорционально передаваемому крутящему моменту запасы прочности определяются по максимальным напряжениям:
где– пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении соответственно МПа;
– амплитудные значения циклов напряжения при изгибе и кручении соответственно МПа;
– средние значения циклов напряжения при изгибе и кручении соответственно МПа;
– суммарные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно;
– коэффициенты асимметрии циклов напряжения при изгибе и кручении соответственно.
Суммарные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении:
где – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно;
коэффициенты влияния абсолютных размеров при изгибе и кручении соответственно;
– коэффициент шероховатости поверхности;
– коэффициент учитывающий влияние поверхностного упрочнения.
Для любого iго сечения:
где – амплитудные значения изгибающего и крутящего моментов в iтом сечении
– средние значения изгибающего и крутящего моментов в
– моменты сопротивления при изгибе и кручении в
– осевая сила вызывающая напряжения растяжения в
– площадь iтого сечения мм2.
Коэффициенты асимметрии циклов напряжения при изгибе и кручении:
Средние значения изгибающего момента принимаются равными нулю:
Средние значения крутящего момента:
Амплитудныезначения изгибающего момента принимаются равными
Амплитудные значения крутящего момента:
где α – доля дополнительного крутящего момента от крутильных колебаний.
Определение запаса прочности в сечении А-А проходящего через зубья шестерни выполненной заодно с валом:
В зависимости от предела прочности определяем:
В зависимости от диаметра и типа стали определяем:
В зависимости от предела прочности и качества поверхности вала определяем:
В зависимости от упрочнения определяем:
Расчёт на статическую прочность
Определение максимального напряжения при изгибе:
Определение максимального напряжения при кручении:
Коэффициент запаса статической прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса статической прочности по касательным напряжениям:
Определение запаса прочности в сечении Б-Б с наружными эвольвентными шлицами нагруженные изгибающим и крутящим моментами:
В зависимости от наименьшего диаметра и типа стали определяем:
РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА
Расчётная схема входного вала представлена на рисунке 2.
Рисунок 4 – Расчётная схема
Определение реакций опор в плоскости ZОY.
Определение реакций опор в плоскости ZOX. Сумма моментов относительно опоры 1:
2 Расчёт подшипников
Для однорядного радиального шарикового подшипника №212 в 1.
Расчётная долговечность больше требуемого значения.
3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Построение эпюр крутящих и суммарных изгибающих моментов.
Рисунок 5 – Эпюр крутящих и суммарных изгибающих моментов
4Расчёт на усталостную прочность
Для каждого опасного сечения определяется коэффициент запаса усталостной прочности:
Рисунок 6 – Опасные сечения первого вала Определение запаса прочности в сечении В-В гантельный переход шестерня.
В зависимости от и предела прочности определяем:
зависимости от предела прочности определяем:
РАСЧЁТ ВЫХОДНОГО ВАЛА
1 Определение реакций в опорах
Расчётная схема представлена на рисунке 7.
Рисунок 7 – Расчётная схема
Осевые силы подшипника 1 и 2:
S1-S2= 1973809-505243=1468566 >FT.
Осевые силы в опоре 1 и 2:
Расчёт подшипника в 1.
Предварительно принимаем kкач 1.
Для температуры подшипника t 100C согласно [5] принимаем KT 1 .
При вращающемся внутреннем и неподвижном наружном кольце V 1.
Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем K 12 .
Динамическая грузоподъёмность авиационных подшипников:
Эквивалентная нагрузка при:
Долговечность подшипника:
Расчёт подшипника в 2.
Для главного редуктора вертолёта согласно [5] принимаем
Расчётная долговечность удовлетворяет требуемому ресурсу.
2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Рисунок 8 – Эпюра крутящих и суммарных изгибающих моментов
2Расчёт на усталостную прочность
Принимается материал 30ХГСА согласно [1]:
в = 1700 МПа предел прочности;
Т = 1500 МПа предел текучести
Т = 580 МПа – предел текучести на кручения
= 700 МПа предел усталостной прочности при симметричном цикле нагружения;
Рисунок 9 – опасные сечения первого вала Определение запаса прочности в сечении Д-Д посадка подшипника.
Коэффициенты концентрации для валов в месте на прессовки деталей:
В зависимости от упрочнения (обкатка роликом) определяем:
Определение запаса прочности в сечении E-E с наружными эвольвентными шлицами нагруженные изгибающим и крутящим моментами:
Расчёт на статическую прочность
РАСЧЁТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Напряжения смятия боковых граней эвольвентного соединения:
где Т – крутящий момент на валу;
Кg – коэффициент динамичности;
dm – средний диаметр;
h – рабочая высота боковой грани;
Рабочая высота боковой грани:
Допускаемое напряжение смятия:
где - минимальное значение предела текучести материалов (вал или ступица);
коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений смятия.
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений смятия:
где КП - коэффициент учитывающий точность изготовления;
К– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шлицами;
К – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине шлицевого
Проверка прочности проводится по условию:
Для подвижных соединений проверяется также условие износостойкости.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений:
Условие износостойкости:
Так как в соединении имеются дополнительные центрирующие пояски принимается:
Тогда коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине шлицев будет равен:
Ксм = 12 1 360 = 432;
Ксм = 12 1 284 = 340;
Ксм = 12 1 426 = 511;
СИСТЕМА СМАЗКИ И СУФЛИРОВАНИЯ
Для смазывания зубчатых передач подшипников качения шлицевых соединений применяем циркуляционную систему смазки. Масло из бака подаётся насосом под давлением p = 0 45 МПа к форсункам направленным непосредственно в зацепление зубчатых колёс и подшипники входного и выходного валов. Тем самым обеспечивается полностью гидродинамическая смазка что обеспечивает в свою очередь долговечность работы узлов трения. Из узлов трения масло сливается в нижнюю часть корпуса откуда через штуцер откачивается насосом обратно в бак. В откачивающей магистрали масло фильтруется от продуктов износа и охлаждается до температуры t = 80 – 90 C .В качестве смазочного материала выбрано синтетическое масло Б-3В обладающее хорошей смазывающей способностью и высокой термостабильностью при температурах t = 150 - 200C.
В качестве уплотнительных устройств применены манжетные уплотнения. Для нормальной работы уплотнений в конструкции редуктора предусмотрен суфлёр для сообщения полостей редуктора с атмосферой.
РАСЧЕТ БОЛТОВ КРЕПЛЕНИЯ РЕДУКТОРА К ПОДРЕДУКТОРНОЙ РАМЕ
В данной работе произведён прочностной и геометрический расчёт цилиндрических зубчатых передач главного редуктора вертолёта. В результате определена окончательная компоновка основных деталей редуктора обеспечивающая приемлемые массогабаритные характеристики. Проведены расчёты на прочность и долговечность удовлетворяющие условиям работоспособности.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Курсовое проектирование по деталям машин для авиационных специальностей:
Метод. указанияСост. Е.П. Жильников А.М. Циприн М.И. Курушин; Под ред.
Д.Е. Чегодаева; Куйбышев. авиац. ин-т Куйбышев 1990 19 с. ил.;
Расчёт на прочность цилиндрической зубчатой передачи на ЭВМ: Метод. указанияСост. Е.П. Жильников А.Н. Тихонов; Самар. гос. аэрокосм. ун-т Самара 1996 24с. ил;
Расчёт и конструирование деталей авиационных механических передач: Учеб.-справочное пособие Б.М. Силаев – Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та 2008 150 с. ил.;
Подшипники качения: справочник-каталогПод ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. – М.: Машиностроение 1984. - 280 с. ил.;
Расчёт и проектирование валов осей и опор качения авиационных редукторов: учеб. пособиеВ.Б. Балякин Е.П. Жильников – Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та 2007 60 с. ил.;

Stakan.cdw

Острые кромки притупить;
Неуказанные радиусы 2 мм
Неуказанные предельные отклонения: отверстий Н12

Vkhodnoy_val.cdw

Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Заготовка - штамповка;
Поверхность зубьев цементировать на
мм. Твердость поверхности
Острые кромки притупить;
Неуказанные радиусы 1 мм
Неуказанные предельные отклонения валов

Shesternya.cdw

Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Заготовка - штамповка;
кроме мест указанных особо;
Острые кромки притупить;
Поверхность зубьев цементировать на глубину
Неуказанные предельные отклонения: отверстий Н12

Kryshka.cdw

Неуказанные радиусы 2 мм
Неуказанные предельные отклонения отверстий H12
полученных удалением слоя металла
допускается более трех расчищенных раковин: по наибольшему
измерению более 1 мм
ежду раковинами не менее 10 мм.

Snaruzhi.cdw

Alyoshin_I_3309_9-7 (1).cdw

Техническая характеристика
Передаточное число U
Частота вращения выходного вала n
Крутящий момент на выходном валу Т
Мощность на входном валу Р
Сопряженные поверхности корпусов поз. 2 и 3 покрыть
Валы собранного редуктора должны поворачиваться от
заеданий и посторонних шумов.
Редуктор обкатать без нагрузки при частоте
вращения входного вала n= в течение 3 часов.

Alyoshin_I_3309_9-7.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число U
Частота вращения выходного вала n
Крутящий момент на выходном валу Т
Мощность на входном валу Р
Сопряженные поверхности корпусов поз. 2 и 3 покрыть
Валы собранного редуктора должны поворачиваться от
заеданий и посторонних шумов.
Редуктор обкатать без нагрузки при частоте
вращения входного вала n= в течение 3 часов.