Проектирование главного редуктора вертолета

1. Чертеж главного редуктора вертолета, А1:
   • За счет набора прокладок обеспечить игру радиально-упорных подшипников в пределах 0,05-0,15 мм
   • Сопряжение поверхности корпуса и крышки покрыть тонким слоем герметика
   • Проворачивание валов собранного редуктора от руки должно выполняться плавно, без заеданий и толчков
   • Обкатку редуктора выполнить без нагрузки при частоте вращения 1850 мин^-1 3 часа
2. Вид сверху и снизу на конструкцию редуктора в сборе, А1
3. Деталь вал-шестерня, А2:
   • Модуль 3,5 мм
   • Количество зубьев 30
   • Делительный диаметр 105 мм
4. Рабочий чертеж зубчатого колеса, А2
5. Деталировка: крышка вала, А3
6. Конструкция стакана, А3

Дополнительные материалы: прилагается расчетно-пояснительная записка на 56 листах.

Для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму используется редуктор, который повышает крутящий момент и снижает частоту вращения. В проекте выполнена разработка конструкции главного редуктора вертолета.

Приведен кинематический и энергетический расчет редуктора. Определено общее передаточное отношение 7,4. Рассчитаны частоты вращения, мощность и крутящие моменты для каждого вала.

Выполнен расчет зубчатых передач. Материалом зубчатых колес служит сталь 12Х2Н4А. Определены допускаемые напряжения для пар колес: контактные 1104 МПа и 1279,54 МПа, изгиба 444,444 МПа.

При расчете быстроходной конической передачи рассчитаны параметры:

Выполнена проверка конической передачи на контактную прочность. Рассчитана окружная скорость 10,24 м/с, коэффициент ширины зубчатого венца 0,482, расчетное контактное напряжение 1083,06 МПа.

Сделан проверочный расчет на усталость по изгибу и статическую прочность при перегрузках с вычислением основных значений.

Определены геометрические параметры шестерни и колеса: средний делительный диаметр 107,659 мм и 271,516 мм, вершин зубьев 136,743 мм и 323,05 мм. Внешняя высота головки зубьев равна 5,5 мм, ножки – 6,6 мм. Рассчитано расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев 157,13 мм и 57,997 мм.

Таким же образом выполнен расчет тихоходной цилиндрической передачи.

Сделано определение усилий в зацеплениях. Для конической передачи рассчитаны значения: окружное усилие 14557,07 Н, радиальное – 5298,34 Н, 1953,03 Н, 4925,25 Н. Для цилиндрической: окружное усилие 14925,71 Н, нормальная сила 15883,6 Н.

Приведено обоснование конструкции и выполнено определение размеров основных деталей и узлов привода. Предварительно рассчитаны диаметры валов: 42 мм, 56 мм, 80 мм.

Выполнено определение реакций в опорах валов с расчетом изгибающих моментов.

Произведен проверочный расчет валов на прочность. Рассчитаны коэффициенты запаса прочности в опасном сечении для валов:

• Входного:
  • По приделу выносливости в сечении, где концентратором напряжения является шестерня - 60,4
  • Концентратор напряжений галтель - 5,84
• Промежуточный:
  • Концентратор напряжений шлицы - 3,86
  • Напрессованное зубчатое колесо – 2,85
• Выходной вал:
  • Напрессованное кольцо подшипника – 3,99

Приняты подшипники 7212 долговечностью 2195,5 ч, 7217 – 45173 ч.

 Сделан расчет шлицевых соединений. Рассчитаны допускаемые напряжения смятия и длины шлицев для каждого вала: 18,83 МПа и 45 мм, 14,05 МПа и 50 мм, 18,17 МПа и 54 мм.

Описана система смазки. Смазывание зубчатых передач, подшипников качения и шлицевых соединений выполняется посредством циркуляционной системы смазки. В качестве смазочного материала выбрано минеральное масло МН-7,5У. В качестве уплотнительных устройств применены манжетные уплотнения.

Расчетно-пояснительная записка Word: 56 страниц

Программа: Компас 3D v

Спецификация – 10 листов