МЕХАНИЧЕСКИЕ
ПЕРЕДАЧИ
ВЕРТОЛЕТОВ
•)t'l

МЕХАНИЧЕСКИЕ
ПЕРЕДАЧИ
ВЕРТОЛЕТОВ
Под редакцией
д-ра техн. наук В. Н. Кестельмана
Москва
„Машиностроениеis
1983

ББК 39.54
М55
УДК 629.7.02
Авторы: Л. Б. Бушмарин, П. П. Дементьев, Г. И. Иоффе, В. Н. Кестельман,
В. В. Колмаков, В. Г. Крыгин
Рецензент д-р техн. наук Г. Б. Строганов
Механические передачи вертолетов/Л. Б. Бушмарин, П. П. Де-
М55 ментьев, Г. И. Иоффе и др.; Под ред. В. Н. Кестельмана. — М.:
Машиностроение, 1983.— 120 с, ил.
85 к.
В книге приведены сведения по общим и специальным вопросам расчета и
конструирования механических передач вертолетов. Описаны классификация передач, основные
критерии и методы повышения работоспособности, надежности и долговечности передач,
'применяемые конструкционные материалы. Рассмотрены конструкции деталей и узлов
передач вертолетов (зубчатые передачи, валы, муфты, подшипниковые узлы, уплотнения,
тормоза, устройства для смазывания), а также трансмиссии отечественных и зарубежных
вертолетов.
Книга предназначена для инженерно-технических работников авиационной
промышленности и организаций, эксплуатирующих авиационную технику.
3606030000-170 ББК 39.54
М Щ^Я 17°"83- 6Т5.1
© Издательство «Машиностроение», 1983 г.

ПРЕДИСЛОВИЕ
Бурное развитие вертолетостроения за последние годы вызвало
развитие и совершенствование механических передач, используемых в
силовой установке, в приводе винтов вертолета. Однако специфика
механических передач, или, как принято называть, трансмиссий вертолетов,
в технической литературе освещена недостаточно.
В то же время известно, что механические зубчатые передачи
вертолетов обладают высокими абсолютными и относительными
техническими показателями: надежностью, долговечностью, прочностью и др.
Малая относительная масса, компактность, высокие удельные плотность и
жесткость отличают конструкции этих передач. Наиболее полно эти
конструкции впервые были описаны в монографии В. А. Доллежаля
«Редукторы числа оборотов авиационных двигателей» (Оборонгиз, М.—
Л., 1945). В последующие годы отдельные вопросы расчета и
конструирования трансмиссий вертолетов освещались в работах [1, 2, 6, 75, 82, 87,
107, 108, 111—117].
Авторы не ставили перед собой задачу дать обобщенное
изложение и анализ теоретических вопросов расчета и конструирования таких
деталей трансмиссий, как зубчатые колеса, подшипники и др. Этому
посвящено достаточно много научно-технической литературы; подробная
библиография приведена в конце книги.
Предлагаемая вниманию читателей книга содержит описания
конкретных инженерных решений механических передач современных
отечественных и некоторых зарубежных вертолетов, анализ и обоснование
таких решений, перспективы и тенденции в совершенствовании
конструкций трансмиссий вертолетов.
Книга подготовлена авторским коллективом в составе: Л. Б. Буш-
марин (разд. 2.2—2.4), П. П. Дементьев (разд. 1.1, 1.6), Г. И. Иоффе
(разд. 2.5, 3.2 и 3.3), В. Н. Кестельман (предисловие, разд. 1.1—г 1.5,
2.1 и 3.3), В. Г. Крыгин (разд. 3.1), В. В. Колмаков (разд. 2.6, 3.1).

Глава 1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПЕРЕДАЧ
ВЕРТОЛЕТОВ
1.1. КЛАССИФИКАЦИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
На летательных аппаратах применяют
механические, электромеханические, гидравлические,
пневматические и электрические приводы, т. е.
устройства, состоящие из двигателя и передаточного
механизма (передачи).
Все механические передачи, применяемые на ЛА,
можно разделить на:
передачи вращательного движения;
передачи для преобразования видов движения;
передачи для осуществления движений звеньев
по заданным законам изменения скорости или
заданной траектории.
Наиболее распространены передачи механической
энергии при вращательном движении.
Такие передачи, в свою очередь, можно
классифицировать по:
принципу действия — на передачи зацеплением,
передачи трением и передачи с одновременным
использованием зацепления и трения
(зубчато-ременные). Передачи зацеплением могут осуществляться
непосредственным контактом жестких звеньев
(зубчатые, червячные и др.) и гибкой связью звеньев
(цепные). Передачи трением могут осуществляться
непосредственным контактом тел качения
(фрикционные) и гибкой связью (ременные);
изменению угловой скорости — на передачи,
увеличивающие скорость движения звеньев
(мультипликаторы), и передачи, уменьшающие скорость
движения звеньев (редукторы);
изменению передаточного отношения —»на
передачи с постоянным передаточным отношением,
передачи со ступенчатым изменением передаточного
отношения (коробки скоростей) и передачи с
плавным изменением передаточного отношения
(вариаторы);
направлению вращения — на передачи с
постоянным направлением вращения и передачи с
изменяющимся направлением вращения;
времени действия — на передачи одноразового
использования, передачи кратковременного
периодического действия и передачи с большими сроками
службы;
-числу потоков передаваемой мощности — на,
передачи одно- и многопотонные;
числу ступеней, в которых происходит изменение
передаточного отношения, — на передачи одно- и
многоступенчатые.
Передачи для преобразования видов движения
можно подразделить на передачи для
преобразования:
вращательного движения в поступательное
(винтовые и другие механизмы);
вращательного движения в качательное
(рычажные и другие механизмы);
вращательного движения одновременно в
качательное и возвратно-поступательное (передачи типа
качалка — тяга и кривошипно-шатунные
механизмы);
возвратно-поступательного движения во
вращательное (шатунно-кривошипные и другие
механизмы).
Среди передач, предназначенных для
преобразования вращательного движения в поступательное,
наиболее распространены передачи типа винт —
гайка.
Для осуществления движения по заданному
закону изменения скорости или по сложной траектории
наиболее широко применяют кулачковые,
рычажные и клапанные механизмы.
На летательных аппаратах наибольшее
распространение получили передачи с зубчатым
зацеплением, которые можно классифицировать по:
величине окружной скорости — на тихоходные
передачи, если окружная скорость в точке зацепления
не превышает 3 м/с, среднескоростные передачи,
если окружная скорость не превышает 4... 15 м/с, и
быстроходные передачи, если окружная скорость
больше 15 м/с.
Величину окружной скорости необходимо
учитывать при проектировании. Так, для
высокоскоростных передач требуются повышенная точность
изготовления деталей, применение узких зубчатых колес,
учет дополнительных динамических нагрузок,
возникающих от удара зубьев, и т. п.;
назначению — на силовые и кинематические
зубчатые передачи;
взаимному расположению валов — на зубчатые
передачи с параллельными, с пересекающимися и
с перекрещивающимися осями;
виду зуба — на передачи с прямыми, косыми,
шевронными и винтовыми зубьями;
форме кривой, образующей рабочий участок
профиля зуба, — на передачи с эвольвентным
профилем зуба, с профилем зуба, образованным дугами
угольным профилем зуба и передачи со специальны-
окружностей (передачи М. Л. Новикова), с тре-
Ми профилями зуба (часовые, цевочные и т. д.);
виду зацепления — на передачи внешнего
зацепления, внутреннего зацепления и передачи,
состоящие из зубчатого колеса с внешними зубьями и
рейки;
характеру относительного движения зубчатых
колес — на простые и планетарные передачи.
Планетарные передачи, имеющие зубчатые коле-
га с перемещающимися геометрическими осями,
могут иметь одну или две степени свободы. В
последнем случае их называют дифференциальными.
4

В последние годы широкое применение в
некоторых устройствах летательных аппаратов получили
волновые передачи.
Волновые передачи по принципу действия можно
разделить на фрикционные, зубчатые и винтовые.
В заключение необходимо отметить широкое
применение в авиации механических и
электромеханических приводов с многоступенчатыми зубчатыми
передачами. Тенденция к повышению частоты
вращения электродвигателей приводит к тому, что
общее передаточное отношение в некоторых
механизмах может возрастать. Однако передаточные
отношения в одноступенчатых передачах не превышают
8...10. При больших передаточных отношениях
между двигателями и исполнительными механизмами
применяют многоступенчатые зубчатые передачи.
В соответствии с кинематической и конструктивной
схемами различают следующие многоступенчатые
передачи:
многоступенчатые зубчатые передачи соосной
схемы;
многоступенчатые зубчатые передачи развернутой
схемы;
редукторы с раздвоенной быстроходной ступенью;
комбинированные многоступенчатые передачи,
включающие различные виды зубчатых передач, в
том числе винтовые или червячные передачи.
Сложившаяся за многие годы классификация
механических передач периодически претерпевает
изменения: она либо пополняется новыми (учитывая
достижения технологии производства), либо,
наоборот, из нее исключаются устаревшие механизмы.
Так, например, в связи с переходом от поршневой
техники к реактивной резко снизились значение и
роль кривошипно-шатунных механизмов и
клапанных механизмов двигателей внутреннего сгорания,
но зато возросли роль и значение других
механизмов.
Масса трансмиссий составляет в среднем около
10% массы вертолета, масса главного редуктора
вертолета — около 75%, а масса подшипников—■
около 20% массы всей трансмиссии вертолета [141].
В работах [1, 2, 31, 41, 75, 109] показано, что
процессы совершенствования вертолетов и их
трансмиссий взаимосвязаны. Это, в частности, видно из
рис. 1.1...1.3.
В работе [41, 109] приведены формулы,
позволяющие ориентировочно прогнозировать распределение
массы вертолета по его агрегатам. Если массу
агрегата /Пагр рассматривать как функцию только
взлетной массы твзл вертолета, то возможны линейная и"~
квадратичная модели:
тагр=ЛтвЗЛ + 5
и тагр=Л1т2зл + 51твЗЛ+С1.
Значения коэффициентов А, В, Аи Bit Сь
рассчитанных по статистическим данным для вертолетов с
^взл<4 т (числитель) и 4 т /пВзл<12 т (знамена-
тель), приведены в табл. 1.1.
Таблица 1.1
Агрегат
Силовая
установка

Трансмиссия
А
0,0821
0,0672
0,0746
0,0923
Коэффициент
В
114,88
170,99
—18,39
— 133,41
Д^Ю-5
4,433
—0,325
—0,182
—0,304
в,
0,285
0,114
0,066
0,136 -1
С,
—75,21
. 19,372
—10,576
—275,51
Механические передачи характеризуют
следующие основные показатели: 1) передаточное
отношение и; 2) передаваемый крутящий момент Жкр и
передаваемая мощность N; 3) частота вращения
ведущего вала пи 4) коэффициент полезного действия
■п; 5) габаритные размеры передачи; 6) масса
передачи; 7) стоимость передачи; 8 ) ресурс работы,
долговечность; 9) надежность; 10) возможности
регулирования; 11) режим работы; 12) точность и др.
При выборе типа передачи учитывают
соответствие их характеристик общим и специальным
требованиям.
Оптимальный выбор передачи — задача
достаточно сложная, что обусловлено разнообразием
передач, их характеристик, необходимостью оценки как
абсолютных, так и удельных технико-экономических
тМс>"*
т,11,,кг/м
го
10
г-
20000
40000 60000
т
тр
0,08
0,0<*
о
о о
О-а
"о о
о
8
О
*
о
о
о
" т
-
1200
1110
3
о
о >
о
10000
гоооо
зоооо т,кг
200
600 mgg ,кг
Рис. 1.1. Изменение погонной массы валов трансмиссии тв/1в в зависимости от
величины разрушающего крутящего момента Allip газр
Рис. 1.2. Изменение относительной массы трансмиссии ттр
с увеличением взлетной массы вертолета пг:
О — одновинтовые вертолеты; ф — двухвинтовые вертолеты продольной схемы
Рис. 1.3. Изменение массы двигателей с системами тдвс с увеличением массы
двигателей тдв вертолетов

параметров передач и т. п. [1, 5, 76, 77, 101, 108].
Известно, например, что для больших мощностей
предпочтителен выбор передач многопоточных, с
внутренним зацеплением, с высокой контактной и
изгибной прочностью зубьев я работоспособностью
узлов трения. Однако широкий диапазон изменения
характеристик передач и предъявляемых требований
и критериев затрудняют оптимальность выбора
передачи и деталей, входящих в нее.
Обычно несущая способность однопоточных
передач определяется контактной прочностью зубьев.
Обозначим частоту вращения в об/мин через пт, а
эквивалентный срок службы зубчатого колеса в ч —
Тэ. При малых птГэ и высокой контактной
прочности колес их несущая способность может
определяться не контактной, а изгибной прочностью колес.
При больших п?Тэ и тех же условиях эксплуатации
работоспособность передачи может ограничиваться
работоспособностью опор качения. В случае
многопоточных передач работоспособность их может
определяться прочностью зубьев и
работоспособностью подшипников в основном промежуточных
колес. Более сложные условия эксплуатации
последних приводят к тому, что величины птГэ для
многопоточных передач ниже, чем для однопоточных.
Оптимальный выбор передачи, как и разбивка
передаточного отношения и0 по ступеням зависят от
многих факторов. Так, в работах [1, 76, 77, 85, 122,
132] приведены зависимости, учитывающие
прочность зубьев и работоспособность подшипников,
условия минимума суммарных масс зубчатых колес
и др.
Так, для определения величины Т9 предложена
формула
Jad Ярасч > Мрасч/
где Т{ —■ продолжительность работы под нагрузкой
Mf, Мрасч и Ярасч — расчетные нагрузка и частота
вращения; т' — коэффициент, равный 3 и 6 при
расчете зубьев соответственно на контактную и изгиб-
ную прочности и 3,33 при расчете подшипников
качения.
Кроме того, получены формулы для определения
диаметров начальных окружностей колес из
условий контактной и изгибной прочности при известных
ПтГэ, параметре передачи р = гь/га и номинальном
крутящем моменте МКр.н-
Величина суммарной массы зубчатых колес
передачи tns из условия прочности рабочих
поверхностей зубьев стальных зубчатых колес определяется
по формуле
где Мг — момент на тихоходном валу; [k0] —
допустимое значение коэффициента k0 тихоходной
ступени передачи; % — функция массы, зависит от типа
передачи.
В работе [141] приведено решение задачи
разбивки передаточного числа щ трехступенчатого
редуктора из условия получения минимальной массы
зубчатых колес. Используя ЭВМ, автор получил 125
^решений при «о=50; 100; 150; 200; 250. Поскольку
Ио=Ыб«пт, где «б, «пт и ыт — передаточные числа
быстроходной, промежуточной и тихоходной
ступеней редуктора, то Иб = Ио/«пт. Для некоторых
условий (ы0= Ю0...250, ыт = 4...5 и др.) передаточные
числа рекомендовано определять по эмпирическим
формулам
«6=0,2211^+2.3;
йг=0,0547УгЙЙ-3,72.
Общее передаточное число «o=«mai/«mm
предложено также разбивать на г ступеней с учетом того,
Рис. 1.4. Взаимосвязь передаточного числа и числа ступеней
в передаче
Рис. 1.5. Соотношение передаточных чисел и, и «и в
ступенях двухступенчатых (1) и трехступенчатых (2) редукторов
что nmax—nmtDdz-1, где й=щ1ш-\. На рис. 1.4
показан график, позволяющий взаимосвязанно выбирать
«о, d и z. Предложена математическая модель,
которая позволяет проводить многопараметрическую
оптимизацию многоступенчатого редуктора с помощью
ЦВМ. Этот метод требует записи уравнений зацеп-
ляемости и передаточных отношений для данной
геометрической схемы редуктора. В качестве
критерия оптимизации принят минимум габаритных
размеров редуктора.
В работах [140, 142] рекомендована номограмма
(рис. 1.5) для выбора передаточных чисел в двух- и
трехступенчатых редукторах.
1.2. ОСНОВНЫЕ КРИТЕРИИ ОЦЕНКИ
РАБОТОСПОСОБНОСТИ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ
ВЕРТОЛЕТОВ
Детали передач вертолетов работают в сложных
условиях эксплуатации. Поэтому к ним
предъявляют жесткие требования по работоспособности.
Работоспособность заключается в способности
деталей выполнять заданные функции в пределах
технических требований.
Работоспособность — первое условие для
обеспечения надежности деталей — оценивают по
критериям прочности, жесткости, износоустойчивости,
виброустойчивости, теплостойкости и др. Для
каждой детали определенный критерий является
основным.
Прочность — главный критерий оценки
работоспособности. Она определяет способность детали
выдерживать нагрузку без разрушения.
Под жесткостью понимают способность детали
сопротивляться изменению формы (деформации)
под нагрузкой. Недостаточная жесткость опасна
нарушением положения и взаимосвязи деталей в
редукторе, повышенным изнашиванием, нарушением
точности и т. п.
6

Для увеличения жесткости при конструировании
рекомендуется: заменять деформацию изгиба и
кручения деформацией растяжения— сжатия;
уменьшать размеры деталей машин (ДМ) и плечи
действия сил при изгибе и кручении; выбирать формы
и сечения деталей с максимальными моментами
сопротивления; выбирать материалы с
максимальными модулями упругости.
Для повышения контактной жесткости
используют: 1) повышение твердости и чистоты контактных
поверхностей; 2) сборку деталей с предварительным
натягом; 3) уменьшение числа стыков деталей;
4) введение вязкого смазочного материала в
контакт тел и др.
Виброустойчивость — способность работать без
недопустимых колебаний в требуемом диапазоне
режимов эксплуатации. Вибрации приводят к
повышенному изнашиванию, разрушению в
особенности при резонансе. Для повышения
виброустойчивости изменяют динамику системы; повышают
жесткость отдельных деталей, уравновешивают
детали или вводят демпферы и т. п.
Изнашивание — это процесс изменения размеров
деталей в результате трения. В 1961 г. по
инициативе С. П. Королева был создан Научный Совет по
трению и смазыванию. Это обусловлено тем, что
проблема борьбы с изнашиванием очень важна и
актуальна. Например, стоимость ремонта
автомобиля в 23 раза больше его начальной стоимости, что
связано с изнашиванием цилиндропоршневой
группы и подшипников скольжения.
В последние годы увеличение нагрузок и
скоростей в авиации привело к появлению нового вида
изнашивания. Фреттинг-коррозия представляет
собой изнашивание контактных поверхностей
номинально неподвижных соединений в результате
действия вибрационных нагрузок. К числу таких
соединений относятся болтовые, заклепочные, шпоночные,
многие шарниры с ограниченными перемещениями,
прессовые соединения и т. д. Так как вибрационная
нагрузка распространена в авиационной технике, то
фреттинг-коррозии подвержено весьма большое ко:
личество деталей машин и механизмов. Опасность
этого вида изнашивания определяется не только
разрушением поверхности контакта и нарушением
точности посадки, но и тем, что значительно
уменьшается сопротивление усталости изношенных
деталей, что может привести к тяжелым авариям.
Эффективной мерой борьбы с фреттинг-коррозией
является использование покрытий.
В 1957 г. при исследовании изнашивания деталей
самолетов открыт избирательный перенос" при
трении. Избирательный перенос — вид контактного
взаимодействия при трении, характеризуемый
главным образом молекулярным взаимодействием. Он
возникает в результате протекания на поверхности
химических реакций и физико-химических
процессов, приводящих к образованию систем
автокомпенсации изнашивания и снижения трения. Этот вид
изнашивания наблюдается при смазывании деталей
минеральными и синтетическими маслами,
консистентными смазочными материалами, кислыми и
щелочными средами.
Рациональное конструирование деталей машин
предполагает такое оформление их поверхностей
трения, при котором по возможности
предупреждается, или, по крайней мере, сводится к минимуму
изнашивание и достигаются минимальные
коэффициенты трения. При оптимальных условиях
смазывания создают смазочный слой, обладающий
максимальной несущей способностью и, по возможности,
разделяющий трущиеся поверхности.
Конструкторские предпосылки для создания
рациональных узлов трения следующие:
обеспечение оптимальной геометрии зоны трения;
достаточная (для обеспечения
гидродинамического эффекта) относительная скорость поверхностей
трения;
достаточно обильное поступление смазочного ма-"
териала необходимой вязкости в зону трения;
обеспечение возможно меньших изменений вязко---
сти смазочного масла в процессе эксплуатации, для
чего должен быть предусмотрен хороший теплоот-
вод из зоны трения;
предотвращение вспенивания, загрязнения и ..
преждевременного старения смазочного масла.
К деталям передач вертолетов предъявляют и
такие специальные требования, как минимальная
масса и габаритные размеры, повышенная точность,
герметичность узлов и механизмов, сохранение
работоспособности в экстремальных условиях
эксплуатации.
В настоящее время ВНИИНМАШ разработал
ЕСКД, по которой различают шесть классов
деталей, с условными номерами 24...29, которые
включают детали всех отраслей промышленности.
Деталь (ГОСТ 2.101—68) —это изделие из
однородного по наименованию и марке материала,
изготовленное без применения сборочных операций.
Детали могут быть составными частями
сборочной единицы и не иметь самостоятельного,
эксплуатационного назначения (шайба и др.) и не быть
Составными частями сборочной единицы и иметь
самостоятельное зксплуатационное назначение (вилка
и др.). Последние называются однодетальными
изделиями.
Классификация деталей по ЕСКД способствует
технологической подготовке производства,
группированию деталей для разработки типовых и
групповых технологических процессов, подетальной
специализации производственных подразделений;
повышению серийности в результате организации
группового производства; выбору типов
технологического оборудования.
Все детали можно разбить на две группы:
общемашиностроительные (валы, втулки, рычаги,
корпуса, зубчатые колеса, болты, гайки, пружины и др.)
и отраслевые. Для классификации деталей первой
группы выделены три класса:
240000 — детали — тела вращения;
250000 — детали — не тела вращения;
260000 — детали с элементами тел вращения и
(или) не тел вращения.
Для классификации второй группы выделены три
класса:
270000 — детали электрорадиоэлектронные,
оптические, акустические и измерительных приборов;
280000 — детали инструмента (кроме
технологической оснастки) и инвентаря;
290000 — детали технологической оснастки
(специфические). Классификация деталей проведена по
таким признакам, как: геометрическая форма,
функциональный, параметрический, конструктивный,
служебное назначение, наименование.
7

При формировании классов и подклассов
использовались такие признаки, как геометрическая
форма, функция и в некоторых случаях принадлежность
детали к конкретному виду техники.
Себестоимость детали t-ro типоразмера может
быть представлена в виде зависимости:
где К\— коэффициент, зависящий от типа детали,
материала, точности изготовления; -т* — масса
детали t-ro типоразмера; Ni — годовая программа
выпуска детали; п — показатель степени, зависящий
от различий в технологии и трудоемкости при
различных объемах программы выпуска.
Масса детали связана со значением ее главного
параметра Ai соотношением
где s — показатель степени, определяемый типом
детали и соотношениями размеров.
Затраты на изготовление годовой программы этих
деталей
где Ь — показатель степени, зависящий от типа
детали.
Для деталей машин 6=1,2...2,4; п+1=0,8...0,9.
Значения параметров деталей должны
соответствовать предпочтительным числам. Ряды главного
параметра деталей машин часто комбинируют из
рядов предпочтительных чисел, состоящих из участт
ков с последовательным повышением густоты ряда
по мере увеличения значения главного.параметра.
Качество большинства деталей наиболее полно
характеризуется допускаемым напряжением,
зависящим от материала, вида упрочнения и точности
изготовления. Если долговечность детали Гд
меньше долговечности изделия Ги, то повышают
долговечность детали, например, цилиндрических
зубчатых колес с учетом соотношения контактной
прочности:
7Y °нр\
где Т\ и Гг — значения долговечностей колес
различного качества; Ohpi и сгнр?— допускаемые
контактные напряжения.
Если Гд^Ги, то уменьшают размеры'деталей или
сочетают показатели качества. Соотношение между
размерами и показателями качества
цилиндрических зубчатых колес имеет вид
а\ ап'р2
где й\ и а%— межосевые расстояния зубчатых пар.
При таком учете уровня качества
эксплуатационные затраты определяются стоимостью деталей,
используемых взамен вышедших из строя за весь срок
службы изделия.
1.3. МЕТОДЫ ПОВЫШЕНИЯ ПРОЧНОСТИ
И НАДЕЖНОСТИ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ
ВЕРТОЛЕТОВ
Стремление к минимальным массе и габаритным
размерам трансмиссии приводит к работе деталей
8
при высоких напряжениях. Практика показала, что
в этих условиях возможны различные виды
разрушения деталей. Наиболее частыми являются
усталостные разрушения, происходящие при
переменных нагрузках в объеме и на поверхности деталей.
Усталость может привести' к внезапному разруше-'
нию после развития усталостной трещины. От
усталости разрушаются зубья зубчатых колес, валы и
оси, подшипники и другие детали трансмиссий
вертолетов. По данным ремонтных предприятий, около
70% дефектов в зубчатых колесах происходят из-за
усталостного изнашивания. В общем балансе
Поломок зубчатых редукторов зубчатые колеса
составляют 40.. .60%, подшипники—12,5%, валы —6,4%,
прочие детали —9,7% [1, 2, 5, 6, 24, 70, 84]/
Хрупкое разрушение деталей происходит, в
основном, при низких температурах*, ударных нагрузках
и т. п.
Пластические деформации наблюдаются при
перегрузке деталей из вязких материалов. Они
проявляются в вытяжке болтов, осадке пружин,
искривлении валов, обмятии шпонок.
Ползучесть — процесс роста деформации при
длительном нагружении. Проявляется в основном в
деталях из вязких и упруго-пластических материалов
и из металла, но при высоких температурах и
нагрузках.
Для повышения прочности деталей передач
возможны следующие пути {63, 64, 88, 101, 105].
1. Выравнивание и уменьшение напряжений по
площади поперечного сечения и по объему детали.
Для этого используют полые и тонкостенные
профили, соблюдают условие равнопрочности деталей по
длине.
2. Применение конструкций, в которых силы
передаются несколькими элементами. Известно, что
несущая способность шлицевых соединений в 3...6 раз
больше, чем призматических шпонок..
3. Создание начальных напряжений обратного
знака. Например, в составных трубах с натягом
создаются благоприятные начальные напряжения:
во внутренней трубе — сжимающие, в наружной —
растягивающие. При этом опасные напряжения на
внутренней поверхности снижаются в 2 раза.
В конструкциях летательных аппаратов детали
рекомендуется проектировать так, чтобы каждая
могла нести нагрузки нескольких видов (не вводить
детали для каждой нагрузки).
4. Уменьшение концентрации напряжений.
Различают следующие виды концентраций напряжений:
конструктивные (ослабление сечеиия деталей, гал-
тельные переходы, выточки, резьбы, отверстия
и т. п.); технологические (закалочные трещины,
риски, вмятины, забоииы); эксплуатационные
(неправильная затяжка резьбовых соединений, несо-
осный монтаж деталей и агрегатов, потертости
вибрирующих деталей, царапины от небрежного
обращения с инструментом).
Концентрацию напряжений можно уменьшить
приданием деталям плавных очертаний; скруглени-
ем внутренних углов, удалением неработающего
материала, размещением источников концентрации
напряжений в зонах малых напряжений.
Надежность деталей передач зависит от
конструктивных, производственных и эксплуатационных
факторов. :
Конструктивные факторы: выбор элементов кон-

струкции в соответствии с их режимами и
условиями эксплуатации; число и способ соединения
элементов; взаимозаменяемость деталей машин;
эксплуатационная технологичность конструкции,
обеспечивающая контроль работоспособности, ремонта
и регулировок как в полете, так и на земле.
Производственные факторы: качество
применяемых материалов, совершенство технологии
изготовления технических устройств.
Эксплуатационные • факторы: соответствие
различных режимов и условий эксплуатации
расчетным и заданным при проектировании;
квалификация и знания обслуживающего персонала, знание
техники и степень совершенства инженерного
руководства эксплуатацией авиационной техники,
методы контроля и профилактики и др.
Надежность механических передач вертолетов
зависит от надежности всех элементов, входящих в
состав передач. Важно, чтобы при проектировании
новых трансмиссий конструктор использовал
способы повышения надежности деталей передач.
Широкие возможности варьирования свойств
обеспечиваются термохимической и термической
обработкой. При термохимической обработке
происходит диффузия атомов неметаллических или
металлических элементов в поверхностный слой
детали. Материал, являющийся поставщиком этих
атомов, может находиться в твердом, жидком или
газообразном состоянии. Перспективными методами
термохимической обработки поверхности
насыщением их неметаллическими элементами,
обеспечивающими повышенную износостойкость, являются
азотирование и борирование.
Азотирование в газообразной среде производится
в потоке аммиака с давлением около 250 Па при
800 К. Время азотирования зависит от глубины
азотируемого слоя. При глубине 0,4... 1 мм это
время составляет 40... 100 ч. Азотирование в жидкой
среде проводится в солевой ванне при 850 К в
течение 2 ч.
Для зубчатых колес и деталей, работающих при
высоких напряжениях, предпочтительнее
азотирование в газообразной среде, так как твердость
поверхности при этом выше, возможна обработка
длинных и ступенчатых деталей. Для уменьшения
времени азотирования в газообразной среде
предложен способ ускоренного азотирования, при
котором в газ добавляют кислород.
Из термохимических процессов представляет
также интерес насыщение поверхностного слоя бором,
в результате чего значительно повышается
износостойкость деталей передач; улучшается
коррозионная устойчивость в окисляющей среде и
износостойкость при повышенных температурах.
В ФРГ, например, борирование производят в
порошке, чаще всего при температуре 900° С. Наиболее
распространенные композиции порошков содержат
В4С (борсодержащий компонент), активатор, а
также SiC в качестве наполнителя.'Длительность бори-
рования зависит от требуемой толщины борирован-
ного слоя и может колебаться в пределах от 30 мин
до нескольких часов.
Помимо порошков для борирования могут
применяться также пасты. Их преимущество состоит в
возможности нанесения на отдельные участки
поверхности, если не требуется борировать всю
деталь.
Борированию подвергают не только стальные
детали, но и изделия из цветных металлов, титана и
его сплавов, тантала, никелевых сплавов и др. Для
этой цели применяют, как правило, бор в аморфной
форме. Во многих случаях борирование цветных
металлов должно производиться в атмосфере аргона
высокой чистоты или в глубоком вакууме. При этом
необходимо предварительное удаление кислорода
из аморфного бора, например, путем его
прокаливания. Борирование титана повышает его
износостойкость на 1...2 порядка.
Значительное повышение износостойкости
стальных поверхностей может быть достигнуто
диффузией ряда металлических элементов в поверхностный
слой (хром, ванадий, марганец, никель, титан и др.).
В некоторых случаях хром и алюминий могут
диффундировать в титановую поверхность.
Технологический процесс насыщения
поверхностного слоя методом диффузии заключается в
термообработке упрочняемых деталей в присутствии-
порошка соответствующего металла или его смеси
с железным порошком, а также активатором и
инертным накопителем. Затем детали выдеживают-
ся в течение нескольких часов при температуре 900...
1200° С. Длительность пребывания при этой
температуре зависит от конкретной детали и требуемой
толщины получаемого слоя.
Для получения износостойких слоев методом
диффузии стремятся к образованию в поверхностном
слое карбидов. .'
Износостойкие поверхности можно получать
также химическими методами — гипофосфитизацией и
борводородным никелированием.
При гипофосфитизации получаются фосфорнике-
левые покрытия, содержащие 7... 10% фосфора,
остальное -^ никель. Процесс ведется при температуре
до 100° С в ванне, скорость осаждения покрытия
составляет 25 мкм/ч.
Исследования деталей из сталей ЗОХГСА,
ЗОХГСНА, 38ХМЮА, 18Н2Н4ВА и Х12М после
хромирования и хромоалитирования показали, что
диффузионное насыщение элементами меняло
структурно-энергетическое состояние поверхности и в 2...4
раза повышало противоизносные свойства
исследованных сталей по сравнению с азотированием,
гальваническими и химическими покрытиями.
При борводородном никелировании в никелевое
покрытие вводится бор.
Специальные износостойкие покрытия получают
методом гипофосфитизации, когда вводят
нерастворимые диспергированные частицы (порошки
карбида кремния, алмаза, корунда, нитрида бора или
окиси циркония). Для снижения коэффициентов
трения в покрытие вводят антифрикционные
компоненты (графит, фторопласт).
Конструкционные стали подвергают
поверхностному упрочнению благодаря диффузионному
легированию бором и некоторыми карбидообразующи-
ми элементами (хромом, титаном, ванадием и др.).
Борированные стали при трении образуют
самосмазывающуюся пленку. Это используется для
повышения износостойкости в 10...20 раз. Все эксперименты
были проведены со сталями ЗОХГСА, 30ХГСН2А и
45, бронзой БрАЖМц-10-3-1,5. Поверхностное
упрочнение проводилось в порошковой смеси, содер- .
жащей ненасыщенный элемент, галоидный
активатор и инертный разбавитель.

Таблица 1.2
Технологические методы упрочнения деталей передач вертолетов
Вид упрочнения
Упрочнение пластическим
деформированием
поверхностного слоя (наклепом)
_
Упрочнение поверхностной
термохимической (термоднф-
фузиониой) обработкой
-
Упрочнение поверхностной
термической обработкой
Упрочнение наплавкой
материалов с необходимыми
эксплуатационными свойствами.
Упрочнение деталей
напылением покрытий с
необходимыми эксплуатационными
свойствами
Упрочнение деталей
нанесением электрическим способом
покрытий с необходимыми
эксплуатационными свойствами
Упрочнение нанесением
химических покрытий иа детали
Упрочнение нанесением
полимерных покрытий иа детали
Метод упрочнения
Обработка дробью
Дробеабразивиая обработка
Центробежная обработка
Накатывание роликами
Вибрационное накатывание
Накатывание шариками,
поверхностное раскатывание
Упрочнение чеканкой
Упрочнение резанием
Виброударная обработка,
гидровиброударная обработка
Галтовка
Гидрогалтовка
Вибрационная галтовка
Ультразвуковая обработка
Гидрополирование, алмазное
сглаживание
Цементация
Азотирование
Цианирование
Алитирование
Хромирование
Силицирование
Сульфирование
Закалка с нагревом газовым
пламенем
Закалка с нагревом ТВЧ
Ручная газовая наплавка
Ручная электродуговая
наплавка
Электродуговая биметалли-
зация
Механизированная наплавка
под слоем флюса
Электрошлаковая наплавка
Вибродуговая наплавка
Газовая металлизация
Электрометаллизация
Плазменная металлизация
Хромирование
Твердое никелирование
Осталивание
Борирование
Наращивание тонких слоев
сплавов
Эмалирование
Глубокое оксидирование
Никелирование,
хромирование, покрытие кобальтом н ии-
келькобальтом
Эмалирование
Лакокрасочные покрытия
Толщина
упрочненного или
нанесенного слоя, мм
0,4 ... 1,0
0,2... 0,6
0,3... 0,7
1,0 ...0,2
1,0 ...3,5
0,3 ... 5,0
0,5 ... 3,5
0,05...0,5
0,1 ... 0,7
0,0б...0,1
0,1 ... 0,3
0,05...0,2
0,1 ...0,9
0,01 ...0,2.
0,5 ... 2,0
0,05...0,6
0,01...2,5
0,05...0,5
0,02...0,3
0,02...0,3
0,05... 1,0
0,5 ...10,0
0,2 ...10,0
0,5... 2,0
2,0
1,0... 5,0
1,5 ...4,0
2,0 ... 4,0
0,3... 3,0
0,3... 1,5
1,3... 1,5
0,3 ... 3,0
0,01 ...1,0
0,05...2,0
0,2... 5,0
0,1 ... 0,3
0,05.. .2,0
0,001.-0,12
0,01...0,3
0,01.„0,3
0,05...0,3
0,15...0,3
Точность обработки
Сохраняется от
предшествующей обработки
То же
■»
»
»
»
по 7 ... 9-му классу
по 4 ... 5-му классу
Сохраняется от
предшествующей обработки
То же
»
»
»
»
Коробление
0,05... 0,15 мм
Коробление
0,05 ... 0,1 мм
То же
Коробление
0,05... 0,15 мм
То же
»
Коробление
0,05 ... 0,1 мм
Коробление
0,03... 0,1 мм
Коробление
0,03... 0,7 мм
Значительная
деформация
То же
по 7 ... 9-му классу
Значительная
деформация
То же
Незначительная
деформация
Деформации нет
То же
Незначительная
деформация
Деформации нет,
точность сохраняется от
предшествующей
обработки
То же
■»
»
■»
»
»
Деформации нет
Незначительная
деформация
Деформации нет
Шероховатость
поверхности Rz, мкм,
по ГОСТ 2789—73
160 ...20
40... 10
Повышается
20... 5
20... 5
10... 2
160 ... 80
80... 20
30... 10
10... 5
10...5
5... 2
Повышается
10... 2
Снижается
То же
»
»
»
»
Не изменяется
Снижается
Не изменяется
Грубая
поверхность
То же
»
»
»
■»
Грубая
поверхность
То же
»
15...5
15... 5
80 ... 20
40 ... 10
40... 10
20... 5
80... 20
10

Для повышения износостойкости сталей,
работающих в паре с фторопластами, резиной,
текстолитом в среде авиационных топлив, необходимо
предварительно обрабатывать поверхность металла
трением в среде триалкоксиорганосила и дисульфида
молибдена. Образующаяся на поверхности стали
защитная пленка повышает износостойкость таких
пар трения в 2...2,5 раза.
Гидродробеструйная обработка зубчатых колес
стальной дробью диаметром 1,6 мм при давлении
0,55 МПа в течение 3 мин повысила предел
выносливости зубьев на 40%, а долговечность при
переменной нагрузке с сгтах=8,3 МПа более чем в 10 раз
по сравнению с неупрочненными зубьями колес.
Шлифование переходной поверхности зуба на 16%
уменьшает остаточные напряжения сжатия и
повышает предел выносливости. Однако
гидродробеструйная обработка повышает эти значения на 30%.
По данным (128, 129, 132] на относительную
массу механических передач существенно влияет
режим поверхностной обработки зубчатых колес. Так,
относительная масса цилиндрических редукторов
при и=14 и «=1500 1/мин с зубчатыми колесами
из улучшенной стали составляет 8,77 кг/кВт, из
азотированной стали — 3,65, из цементированной и
закаленной стали с высокой чистотой поверхности —
1 кг/кВт.
В табл. 1.2 приведены основные методы
упрочнения деталей из стали, чугуна, цветных металлов и
сплавов [88, 104, 105].
В настоящее время для повышения надежности
деталей механических передач вертолетов
эффективны следующие направления:
1. Обеспечение высокого технического уровня
деталей и трансмиссии вертолета в целом.
2. Применение агрегатов и деталей с высокой
надежностью и долговечностью (быстроходных,
работающих при жидкостном трении и минимальном
изнашивании).
3. Применение деталей и механизмов,
самоподдерживающих работоспособность
(самосмазывающихся, самоустанавливающихся,
самоприрабатывающихся).
4. Переход на изготовление деталей передач по
регламентированной технологии крупносерийного
производства.
1.4. КОНСТРУКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ
ДЛЯ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ ВЕРТОЛЕТОВ
При проектировании деталей машин
целесообразна такая последовательность работ: изучение
функционального назначения детали; определение
условий эксплуатации детали (температура, среда,
нагрузка) и специальных требований (точность,
износостойкость, теплостойкость и т. п.); подбор
материалов и предварительные технико-экономические
расчеты; выбор технологии изготовления детали из
материала; разработка конструкции детали с
учетом особенностей материала; прочностные,
конструктивные и технологические расчеты детали;
технико-экономические расчеты эффективности
применения деталей из выбранного материала в
передаче вертолета.
Эта общая методическая схема предполагает учет
специальных требований в соответствии с
конкретной постановкой задачи.
Очевидна важность правильного выбора
материала с учетом физико-механических -свойств,
соответствия эксплуатационным, технологическим и
экономическим требованиям.
Эксплуатационные требования определяются
функциональным назначением и условиями работы
детали. Технологические требования определяются
минимумом трудоемкости и стоимости изготовления
детали в конкретных условиях производства.
Учитывают возможность переработки (технологические
свойства), возможности модификации материала с
целью улучшения его или придания специальных
свойств и др. Экономические требования
заключаются в минимуме затрат на материал и на
изготовление изделия.
При выборе материала учитывают его дифицит-
ность, а также серийность детали.
Для сравнения материалов и рационального
выбора их при конструировании используют удельные
показатели прочности и жесткости материалов."
Удельную прочность определяют как сгв/р, а при
расчете по пределу текучести — как сгт/р. Если считать,
что сгря*стт, то удельная ударная прочность', как
удельная работа упругой деформации, определяется
по формуле вч/(2Ер). Удельная жесткость
материалов рассчитывается как Е/р, а обобщенные
удельные показатели — £/ав и оЕ/р (табл. 1.3, 1.4).
На рис. 1.6 приведена номограмма, которая
позволяет конструктору произвести выбор
конструкционного материала для деталей передач с учетом
удельных показателей, приведенных в табл. 1.3, 1.4
[54, 85].
Таблица 1.3
Свойства конструкционных материалов
-
Материал
Углеродистые
стали

Высоколегированные стали
Марка
материала
10А
20А
25А
ЗОА
35А
45А
65Г
15ХА
38ХА
40ХН
12НЗА •
12Х2НЧА
20Х2НЧА
30ХГСН2А
20ХГНТР
40ХН2МА
18Х2Н4МА
12Х2НВ А
38Х2МЮА
40ХА
ЭИ643
12X13
20X13
30X13
40X13
14А17М2
08X17Т
20Х13Н4Г9
12Х18Н9Т
12Х17Т9АН4
ХН77ТЮР
I3X15HBP
Р
— -10»,
о
г
см»-МПа
23
18
17
16
14
13
5
11
8
8
8
7
6
5
6
7
7
8
8
9
4
13
9
5
5
6
9
12
14
2
8
6
в
10,
р
г.МПа
см»
436
555
588
625
714
787
2173
909
1219
1282
1219
1470
1666
2000
1538
1428
1470
1282
1282
1163
2500
769
1111
2173,9
2173,9
1666
1026
833,3
705
1538
1308
1538
а»
10,
2Ер
МПа-см»
г
37
58
67
78
96
120
934
159
289
320
289
422
541
825
461
392
422
320
320
261
1250
115
236
923
923
499
205.
135
97
461
333
461
11

Продолжение табл. 1.3
Ма1ериил
Алюминиевые
деформируемые
сплавы
Литейные
алюминиевые сплавы
Магниевые
сплавы
Титановые
сплавы
Бронзы
'
Латуни
Нейзильбер
Монель
Пресс-порошок
Текстолит
Асботекстолит
Пресс-материал

Стеклотекстолит, конструкци-
-ойный
Марка
материала
Д1
Д20
Д21
ВАД1
В95
В96
АДЗЗ
АВ
АМ6
АК4
АК4—1
АК6
АК8
ВД17
АЛ2
АЛ4
АЛ9
АЛ19
АЛ21
МА2
МА5
МА8
МА14
ВМ17
МЛ4
МЛ6
МЛ 7-1
МЛН
МЛН
ВТЗ-1
ВТ4
ОТ4-2
ВТ5-1
ВТ8
ВТ9
ВТ14
ВТ15
ВТ16
ВМ1
ВМ2
ВМ1Д
БрОФб
Бр044-3
БрОФЮ
БрАЖ9-4Л
БрАЖМЮ
БрАЖЛ1031
БрСЗО
БрБ2
ЛС59-1Т
ЛС59-1М
Л62-Т
Л62-М
ЛЖМС-59
Л60-М
Л 80-Г
ЛК80-301
ЛАЖ60-11
НМЩ5-20
НМЖц-28-15
К211-3 •
птк
АГ-4В
KACT-B
i.io».
а
г
см'-МПа
7
7
7
7
5
4
10
9
8
7
7
8
6
7
20
10
30
7
12
6
5
4
5
8
7
7
10
12
90
4
4
4
3
4
3
3
2
3
5
10
8
15
25
35
17
13
15
15
6
14
20
12
27
12
27
15
2
2
13
14
20
15
10
3
6
-f-.io.
f
г-МПа
см8
1407
1407
1481
1518
1926
2333
1000
1111
1185
1407
1481
1222
1629
1437
481
962
740
1333
814
1555
1888
1555
1888
1277
1388
1388
944
833
111
2555
2444
2377
2955
2777
3111
3333
4533
3111
1543
925
1185
681
347
284
568
738
681 -
681
1534
729
470
800
423
823
7*4
658
470
494
788
705
500
666
1000
3333
1694
а»
-— 10,
2£;
МПа-см»
г
393
393
435
457
705
1085
190
234
267
376
417
283
504
384
44
178
105
342
127
518
766
518
764
349
413
413
191
148
2,64
1277
1168
1105
1708
1509
1893
2174
4020
1893
2182
173
284
202
81
41
126
214
182
182
764
215
89
234
65
248
102
119
96
105
188
214
481,4
512
403
5931'
1347
Титановые сплавы по сравнению со сталью имеют
более высокую удельную прочность. Кроме того,
они более коррозионно- и жаростойкие. Это опреде:
лило их применение в авиационной технике.
Например, замена стальных валов на титановые в главном
приводе вертолета VC400 и зубчатых колес в пла-;
нетарном редукторе вертолета Вб-105 позволила
снизить массу и повысить ресурс этих деталей.
Зубчатые колеса из титановых сплавов широко
применяют во вспомогательных агрегатах вертолетов и
самолетов. В США 45% титановых сплавов
используют в авиационных двигателях, 35% —в конструк-»
циях вертолетах и самолетах. В перспективе сплавы
из титана будут составлять 15% всех применяемых
материалов, армированные пластики — 25%, сплавы
на основе алюминия — 45%.
1.5. КОМПОЗИЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ
В КОНСТРУКЦИЯХ ВЕРТОЛЕТОВ *
Развитие и совершенствование вертолетостроения
связано с повышением ресурса и надежности
конструкции, улучшением весовых характеристик,
снижением материалоемкости, внедрением новых
материалов.
В настоящее время требования к летно-техниче-
ским характеристикам вертолетов значительно
опережают темпы развития традиционных
конструкционных материалов; уровень физико-механических
характеристик традиционных конструкционных
материалов увеличился незначительно. Так, прочность
алюминиевых сплавов за последние 20—25 лет
возросла на 10... 150 МПа. Прочность конструкционной
стали и титановых сплавов повысилась на 300 Па,
при этом удельный модуль упругости остался
неизменным и составлял 2700...2900 кН-см3/см2.
Создание вертолетов на качественно новом
уровне требует применения новых материалов с более
высокими абсолютными и относительными
показателями. Применение композиционных материалов
(КМ) на основе стеклянных, углеродных, борных и
органических волокон позволяет успешно решать
эту проблему.
В отечественных вертолетах Наиболее широко
применяют следующие композиционные материалы
[143]:
стеклопластик Э на основе стеклоткани марки Э
и эпоксидного связующего ЭФ32-301; стеклопластик
ЭФ32-301 на основе стеклоткани сатинового
плетения Т10 и эпоксидного связующего ЭФ32-301;
углепластик КМУ-Зл на основе углеродной ленты Лу-3
и эпоксидного связующего 5-211Б; стеклопластик
СК-5-211Б на основе кордной стеклоткани
Т-25(ВМ)-78 и эпоксидного, связующего 5-211 Б; ор-
ганит-7тна основе технической ткани СВМ и
эпоксидного связующего 5-211Б.
Как видно из табл. 1.5, композиционные
материалы имеют высокие показатели удельной прочности
и жесткости. Кроме того, они отличаются низкой
чувствительностью к концентраторам напряжений,
высокой атмосферостойкостью, хорошими
демпфирующими характеристиками, радиопрозрачностью
и др.
Особенностью этих материалов является
возможность достижения и обеспечения наиболее полного
соответствия свойств КМ характеру и условиям
работы деталей узлов, агрегатов и конструкций.
Используя различные матрицы, варьируя содержанием
армирующих волокон, их ориентацией, сочетая в
одной матрице волокна с различными упругопроч-
ностными свойствами, можно создавать материалы
с заданным комплексом свойств.
* Раздел написан совместно с Е. Г. Паком, )0. П. Ганюш-
киным, Р. В. Иванннковой и В. Н. Стекольниковым.
12

Удельные показатели прочности и жесткости конструкционных материалов
Таблица 1.4
Марка стали или сплава
СтЗ
Ст4
Ст5
Стб
10 и 10кп
15 и 15А
20
25
35
40
45 (горячекатанная)
45 (закаленная)
45
50
70
65Г (нагартованная)
65Г (закалка и
отжиг)
А12
А20
АЗО
15ХА
20Х
38ХА
40Х
50Г2
ЗОХГТ
40ХН
42ХНЗА
12Х2Н4А
20ХНЗА
37ХНЗА
20Х2Н4А
23Х2НВФА
13Н2А
13Н5А
15Х2ГН2ТРА
25ХГСА
ЗОХГСА
35ХГСА
ЗОХГСНА
30Х2ГСН2ВН
16ХГТА
(ЧМТУ5596—56)
18ХНВА
(МПТУ 2333-49)
18Х2Н4ВА
40ХНВА
40ХННА
38ХМЮА
ЭИ 643
У8А
У9А
У10А (нагрев.)
У10А (отожжеиая)
ХВГ
У12А
ШХ15
МПа-см»
а /р, .
в
г
МПа-см»
"т/Л
Г
2
JL. .ю-з,
2Ер
МПа-см»'
г
Е
-10-2
в
в
Сталь углеродистая обыкновенного качества
4,84 ... 5,09
5,35 ...5,6
6,36 ... 6,75
7,64... 8,03
4,07
4,84
5,35
7,01
6,88
>7,39
8,28
10,83
17,83 ...21,7
>8,15
9,3
9,6... 15,3
21,9
7,64... 10,2
7,88... 10,2
8,15... 10,7
8,91
10,19
12,1
12,74
9,554
19,11
12,74
12,1
14,65
12,1
14,01
16,56
17,2
7,64
12,1
13,38
14,01
14,01
21,02
21,02
20,38
13,37
1
15,3
14,65
14,01
14,01
12,74
25,48
Углеродист
8,54
9,5... 15,3
8,66
9,5... 15,3
9,04
11,7... 9,43
9,43
28,03
3,057
3,312
3,567
3,949
1,75
2,05
2,38
2,9
5... 4,77
4,2 ... 3,96
3,5... 3,33
—
Сталь качественная конструкционная
2,42
2,93
3,185
.4,204
4,076
4,331
4,586
7,389
—
4,84
5,478
13,375
18,854
1.1
1,6
1,9
3,3
3,1
3,5
3,9
10,2
— ■
4,4
5,6
33,4
66,4
6,56
5,52
5,0
3,82
3,889
>3,62
3,23
2,47
1,5... 1,23
>3,28
2,877
2,8... 1,75
1,22
Сталь конструкционная автоматная
5,0955
5,2... 6,88
5,48 ...7,13
4,85... 8,8
1... 8,8
5,6 ... 9,5
3,5... 2,63
2,38... 2,63
3,28... 2,5
Сталь легированная конструкционная
6,369
8,280
10,191
10,191
5,4777
16,561
10,191
8,917
12,102
9,554
11,465
14,013
15,032
5,732
9,172
11,465
10,828
10,828
16,561
17,834
—
9,554
11,465
10,828
12,102
12,105
10,828
19,108
7,5
12,8
19,4
19,4
5,6
51,3
19,4
14,7
27,4
17,1
24,6
36,7
42,23
6Д
15,7
24,6
22,0
22,0
1,0
59,0
—
17,0
24,0
21,9
27,3
27,3
20,3
71,0
3,0
2,625
2,2105
2,10
2,80
1,4
2,10
2,211
1,82
2,211
1,91
1,62
1,556
3,50
2,211
2,00
1,91
1,91
1,27
1,27
1,31
2,0
1,75
1,83
1,91
1,91
2,10
1,05
ые и легированные стали специального назначения
—
—
—
—.
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
~
3,13
2,8... 1,75
3,08
2,95
2,8... 1,75
2,08
2,28 ... 2,08
0,95
— -10-2
т
8,077
7,50
6,77
—
11,05
9,13
8,4
6,36
6,562
6,176
5,833
3,62
—
5,52
4,88
2,0
1,42
5,25 ... 3,89
5,12 ... 3,89
4,88... 3,75
4,2
3,23
2,625
2,625
4,884
1,6154
2,625
3,0
2,211
2,80
2,333
1,909 •
1,780
4,667
2,91
2,333
2,47
2,47
1,61
1,5
2,8
2,33
2,47
2,21
2,21
2,47
i;4
—
—
—2— -Ю-3
Р
МПа«-см»
г
69,55
74,9
82,925-
—
50,825" *"
61,525
66,870
88,275 .
85,6
90,95 *
96,3
155,15
—
101,65
115,025
280,875
395,9
107...144.5
- 109,7... 144,5
115... 149,8
133,75
173,875
214
214
115,025
347,75
214
187,25
254,125
200,625
248,04
294,25
315,65
120,375
192,6
240,75
227,375
227,375
347,75
374,5
200,625
240,75
227,375
254,125
254,125
227,37
401,25
_—-
__
_—
- _ , .
__.
—™
13

Продолжение табл. 1.4
Марка стали или сплава
•Jt,
МПа-см*
г
«Т/Р.
МПа-см*
г
-I— -ю-3,
2Ер
МПа-см*
г
Е
"в
• 10-2
Е
.10-2
"т
—С— .ю-3
р
МПа'-см"
г
Коррозионно-стойкие жаростойкие и жаропрочные стали и сплавы
20X13
(ЭЖ2)
30Х13(ЭЖЗ)
40Х13(ЭЖ4)
14Х17Н2
(ЭИ268)
20Х13Н4Г9
(ЭИ100)
0915Н8Ю
Х15Н9Ю(ЭИ904)
10,83
15,92
21,66
15,29
9,04
16,56
6,37... 2,42
—
—
18,089
11.465
4,586
13,375
—
—
—
1,0
24,0
3,9
33,4
—
2,471
1,6853
1,2353
1,75
2,96
1,62
4,2... 11,05
—
—
1,47
2,33
5,83
2,0
—
Алюминиевые сплавы
Д1
Д16
В95
В96
АК6
АК6-1
АК8
В951
АМгб
АВ
В65
АЛ2
АЛ4
АЛ4
АЛ7
АЛ8
ВИ-1-3
14,29
16,76
21,43
24,29
15,56
15,18
17,78
19,37
12,12
12,5
14,81
6,04
9,63
7,41
9,26
11,76
9,8
7,86 ... 8,57
11,785
19,298
22,456
11,11
11,852
14,074
17,543
9,469
10,370
4.528
7.407
4,074
6,296
5,88
12,7
27,4
74.7
101,2
23,5
26,7
37,7
65,0
16,0
20,0
0,4
1,0
0,3
0,7
0,6
1,78... 1,61
1,51
1,18
1,04
1,69
1,73
1,48
1,29
2,21
2,15
4,43
2,73
3,55
2,84
2,37
2,84
3,09... 2,83
2,15
1,29
1,11
2,37
2,22
1,87
1,42
2,84
2,54
5,83
3,5
6,36
—
4,1
4,67
Магниевые сплавы
МА2
МА2—1
МАЗ
МА5
МА-14 (ВМ65-1)
ВМЛ7
МА9
МА12
ВМА-7
МЛ4
МЛ5
МЛ6
МЛ 7-1
МЛ9
МЛ10
МЛН
16,1
16,67
17,24
18,4
19,5
13,89
8,89
7,22
5
13,8
13,8
14,4
9,4
12,2
7,2
10,34
11,49
13,793
12,6436
8,889
11,1 ...15,6
7,778
12,778
6,35
6,63
7,73
20,6
25,5
36,8
30,2
15,8
25,0
12,1
32,7
8,1
8,8
12,0
Титановые сплавы
1,6 -
1,55
1,5
1,4
1,32
1,80
1,73... 1,5
1,61
1,61
1,80
1,80
1,73
2,65
2,045
2,045
3,46
2,21 .
5,29.
5,29.
4,5.
2,5
2,25
1,87
2,04
1,6
2,81
.. 1,61
3,21
1,96
.3,91
.3,75
.. 3,21
—
—
—
—
ВТ4
Листы
АМТУ-368-62
ВТ5
ОТ4-2
АМТУ-368-64
АТ-3
АТ-4
ВТ14
. ВТ15
ВТ16
ВТЗ-1
ВТ8
ВТ9
24,4
20
13
29,6
23,8
13,3
31,1
31,1
31,1
34,4
31,1
22,2
27,8
31,1
16,667
9,333
8,8889
32,25
—
—.
—
—
26,667... 30
—
—
21,111
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
184
—
—
—
• —
~~~
—
—
—
—
.—
—
—
—
0846 ... 0,73
0,71
0,786
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
0,917...0,815
—
—
—
—
~~*
200,03
106,680
106,080
344,043
240,030
146,685
186,690
226,695
338,70
317,72
281,06
—
—
14

5 В 7 8 9 Ю~и
Рис. 1.6. Номограмма для выбора конструкционных материалов
б МПа-смз
Использование КМ в авиационных конструкциях
позволило уменьшить массу, увеличить живучесть,
уменьшить трудоемкость изготовления, снизить
эксплуатационные расходы.
Исследования в области применения КМ в
конструкциях показали, что при эффективном их
использовании размеры летательного аппарата и его
агрегатов будут уменьшаться при сохранении заданных
летных характеристик: уменьшатся размеры
двигателя, снизится масса топлива, уменьшится площадь
крыла и т. д. Если масса конструкции самолета
снижается на 1 кг, то вследствие «каскадного
эффекта», общая полетная масса уменьшится на 3,5 кг.
Кроме того, применение КМ позволит снизить
трудоемкость изготовления агрегатов путем
уменьшения числа деталей, количества оснастки, снижения
трудовых и энергетических затрат. Это также очень
важно, если учесть, что трудоемкость изготовления
металлических самолетов на 1 кг взлетной массы
за последние 20...25 лет увеличилась в 5...9 раз.
Фирма «Боинг вертол» показала, что
использование в конструкции фюзеляжа сложных панелей
одинарной и двойной кривизны с алюминиевыми
сотами и обшивкой из КМ позволило снизить
трудоемкость изготовления фюзеляжа до 29,4 чел-ч на
I кг конструкции для вертолета ХСН-62, а для
вертолета СН-47 эта величина составила 44 чел-ч. При
этом количество крепежных деталей в фюзеляже
вертолета ХСН-62 уменьшилось да 86%, а число
остальных деталей — на 23,7 %.
В авиационной промышленности и для
космической техники в США в 1970 г. было применено
12,7 тыс. т КМ, а в 1976 г. 18,1 тыс. т. С
увеличением масштаба производства стоимость волокон
значительно снижается. Так, в Англии в 1971 г. стоимость
1 кг углеродного волокна составила 150 фт. ст., а в
1977 г. — 30...40 фт. ст. В США стоимость 1 кг
волокна бора в 1975 г. составляла 440 долл., а в
1980 г. —290 долл.
В настоящее время из КМ изготавливают
различные детали летательных аппаратов: лопасти,
крылья, фюзеляж и его отсеки, горизонтальное и
вертикальное оперение, предкрылки, воздушные
щитки, трансмиссионные валы, обтекатели, элероны,
рули направления, стабилизаторы и др.
Изготовление различных агрегатов из
композиционных материалов значительно снижает количество
крепежных и входящих деталей. Так,, при изготов-
15

Таблица 1.5
Показатели конструкционных материалов,
применяемых в конструкции вертолетов
Материал
Сталь с
упрочнением

Коррозионно-стойкая сталь 301XHSP
АВАТ с
упрочнением
Алюминиевый
сплав 2024-76
Стеклопластик Э
Стеклопластик
ЭФ32-301
Стеклопластик
СК5-211Б
Стеклопластик
Е-стекло
Стеклопластик
S-стекло
Углепластик
КМУ-3
Углепластик
Thornel 75S
Органит-7 т
PRD-49III
Боропластик
т
S
4> ■
и
с-
7,85
8,03
2,8
2,77
1,85
1,85
1,95
2,1
2,04
1,4
1,66
1,25
1,38
2,0
Ь
7
>ч
даН/мм* (кгс/мм2)
110
173
33
39,3
38
50
100
112
188
80
105
52
172
130
30,0
—
6,5
—
— -
12,0
18,0
—
—
_
40,0
—
—
—
40,0
21000
20700
7200
7200
2750
3500
5000
5600
6900
12000
14800
3000
7600
26000
<N
О
„&|о.
""*•
О
Iql о.
даН см
см'-г
15,3
22,0
11,8
14,5
20,6
27,0
51,3
53,3
92,1
57,0
63,2
41,6
12,7
65,0
26,7
25,8
25,7
26,7
14,9
18,6
25,6
26,7
33,3
85,7
89,0
24,0
55,8
130,0
я
Г
.-|ч
1,43
—
0,9
—
—
1,9
3,6
—
—
3,0
—
—
—
1,54
лении фюзеляжа вертолета ХСН-62 количество
крепежных деталей уменьшилось на 86%, а число
остальных деталей — на 23,7 % •
В настоящее время рядом зарубежных фирм
предпринимаются попытки изготовить самолеты и
вертолеты полностью из КМ.
В США разрабатывается демонстрационный
вертолет ASTD со взлетной массой 3600...4500 кг,
выполненный полностью из КМ. Эта программа начата
в 1977 г. и рассчитана на 5...6 лет. Вертолет ASTD
должен отвечать требованиям, которые
предъявляются к вертолетам по программе UTTAS, и будет
иметь следующие преимущества по сравнению с
вертолетом из металла: уменьшение количества
деталей крепежа с 25 до 6 тыс., прочих деталей с 1500
до 400, уменьшение массы на 18%, уменьшение
стоимости на 10%, снижение эксплуатационных
расходов на 10%, улучшение летных характеристик.
В отечественной и зарубежной промышленности
, наибольший интерес вызывало изготовление
лопастей несущих винтов вертолетов из КМ. Лопасть —
один из наиболее ответственных и нагруженных
агрегатов вертолетов, работающих при
знакопеременных нагрузках.
Особенности динамического и статического нагру-
жения обуславливают необходимость применения
материалов с высокими удельными прочностью и
жесткостью, выносливостью, атмосферостойкостью,
технологичностью, высокой демпфирующей
способностью, высокой относительной
деформацией и т. п.
Первые серийные лопасти из стеклопластика
появились в 1963 г. на вертолетах СН-47А «Чинук»
фирмы «Боинг вертол».
16
В нашей стране производство лопастей несущих
винтов из стеклопластика ЭФ32-301 на основе
стеклоткани сатинового плетения и эпоксидного
связующего было начато в 1960 г. для вертолетов Ка-15 и
Ка-18. Вертолет со стеклопластиковыми лопастями
по сравнению с вертолетом с металлическими и
деревянными лопастями (табл. 1.6 и 1.7) имеет
увеличение тяги на 4,58%, увеличение статического
потолка на 140,7%, увеличение коммерческой нагрузки
на 87,5%. На вертолете Ка-18 из стеклопластика
выполнены также обтекатель РЛС, обшивка
оперения. Общая масса этих деталей около 100 кг.
Таблица 1.6
Характеристики вертолета Ка-18 с лопастями
из разных материалов
Летные характеристики
Потолок висения при
взлетной массе 1480 кг
■Максимальная тяга
винтов (висенне без
земной подушки)
Коммерческая
нагрузка при потолке внсення
770 м и дальности
770 км
Л
IS
чЩ
Us
М
н
н
Лопасти

деревянные
320
15300
800

металлические
130
15000
500
стекло-

пластиковые
770
16000
1500
Таблица 1.7
Технико-экономические показатели применения
лопастей из различных материалов
для вертолетов Ка-15 и Ка-18
Показатели
Трудоемкость изготовления
Стоимость материалов
Накладные расходы
Себестоимость лопасти
Ресурс лопасти
Обеспечение налета в 3000 ч
Себестоимость общего
количества лопастей для налета
3000 ч
Амортизационные
отчисления за 1 летный час
Единица
измерения
чел-ч
Р-
Р.
Р.
ч
число

комплектов
Р.
Р-
Лопасти
стекло-

пластиковые
685
210
143
. 821
3000
1
4926
1,64

металлические
1075
135
224
1099
1000
3
19674
6,59
На вертолете Ка-26 из стеклопластика ЭФ32-301
выполнены лопасти несущего винта, вертикальное
оперение, бункер и распылитель опылителя сельхоз-
аппаратуры, панели пола грузопассажирской
кабины и грузовой платформы, капоты, гондолы
двигателей, обтекатели агрегатов управления, элементы
электрооборудования. Общая масса стеклопласти-
ковых деталей около 200 кг.
Эксплуатация вертолетов Ка-26 в любых
климатических зонах, включая эксплуатацию в морских
условиях, показала высокую надежность и
стабильность характеристик стеклопластиковых лопастей,
что дало возможность вдвое увеличить календарный
срок их службы по сравнению с металлическими1
лопастями.

Технология изготовления лонжеронов лопастей
отличается простотой. Они изготавливаются
методом горячего прессования в жесткой металлической
пресс-форме, выполненной в соответствии с
наружным контуром изделия.
Давление осуществляется сжатым воздухом,
поступающим в герметичный резиновый мешок,
закладываемый во внутреннюю полость лонжерона.
Нагрев пресс-формы осуществляется
нагревательными элементами, вмонтированными в пресс-форму.
Технологический процесс исключает применение
сложного оборудования и пригоден для
изготовления лопастей любых размеров. Себестоимость стек-
лопластиковой лопасти ниже себестоимости
металлической на 25%.
Для мало- и средненагруженных деталей
вертолета эффективно применение органита, в котором
наполнителем служит ткань СВМ из синтетического
волокна. Из органита-7т изготавливают руль
направления, боковой киль, самоустанавливающее
крыло, раму сдвижной двери, хвостовые секции
лопасти несущего винта и др.
Изделия изготавливают методом прессового,
автоклавного и вакуумного прессования. Применение
органита-7т в трехслойных панелях позволило
снизить массу на 10...30%, повысить ресурс изделий,
снизить трудоемкость на 20...70%.
Конструкция бокового киля с частичным
применением КМ имеет 30 деталей. Масса киля— 15,2 кг,
из них 26% приходится на КМ. Боковой киль,
изготовленный полностью из КМ (96%), имеет 14
деталей, массу 12,5 кг. Снижение массы составляет 17%.
Сравнительные динамические испытания хвостовых
секций лопасти несущего винта показали, что
ресурс таких секций с обшивками из органита-7т в
10 раз превышает ресурс хвостовых секций с
обшивками из стеклопластика.
Исследования показали перспективность
использования углеродной ленты Лу-3 и кордной
стеклоткани Т-25 (ВМ)-78 для лонжеронов лопастей
несущих винтов.
Изготовление тяг управления несущей системой
из углепластика позволяет получить снижение
массы до 33% при удовлетворении заданной прочности
и жесткости.
Немаловажное значение для современных
вертолетов имеет снижение эксплуатационных расходов
на обслуживание. Наметился переход к
бесшарнирным втулкам несущих винтов или к шарнирным, не
требующим значительных трудозатрат на
производство и времени на техническое обслуживание.
У соосного вертолета в системе управления
между втулками несущих винтов и бустерами находится
свыше 60 шарниров, нагруженных значительно
статически и динамически. Дозаправка
большинства шарниров смазочным материалом производится
каждые 50... 100 ч. Самосмазывающиеся подшипники
с металлофторопластовым покрытием не
обеспечивают работоспособности большинства шарниров.
Проведение исследования шарниров, облицованных
отечественной антифрикционной тканью с
волокнами политетрафторэтилена дали удовлетворительные
результаты при снижении массы на 15...20%.
Отечественный и зарубежный опыт показывает
высокую техническую целесообразность,
экономическую эффективность и перспективность
использования КМ в вертолетах.
1.6. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРОВ
ВЕРТОЛЕТОВ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ
ЭВМ И САПР
Все большее распространение в СССР и за рубе-.^
жом получает автоматизация проектирования, в
котором используется диалог проектировщика с ЭВМ.
Машина быстро дает ответы на запросы
конструктора: позволяет проверить гипотезу, оценить и
модифицировать ее.
Процесс проектирования представляет собой
итерационный процесс. Вначале исследуется пробный
вариант,, а затем уточняются его параметры и
характеристики до тех пор, пока не удовлетворят
конструктора. В процессе проектирования конструкция
становится все более совершенной.
Возможности общения с ЭВМ определяются аппа-.
ратным и программным обеспечением. По заранее
составленным программам конструктор может
сформировать и модифицировать элементы
изображения на экране дисплея. С помощью светового
пера и клавиатуры он может вызвать подпрограммы
и управлять их работой.
Работа в диалоге проектировщик — ЭВМ
позволяет проанализировать множество вариантов в
минимальное время, что значительно повышает произ- .
водительность труда и, кроме того, улучшает
качество решения технической задачи.
Использование новых технических средств
открывает дополнительные возможности, которые нельзя
реализовать в режиме пакетной обработки.
По вопросам автоматизированного
проектирования в последнее время опубликовано ряд работ
[20, 76, 77, 80].
Автоматизация проектирования механизирует
различные вычислительные и чертежные операции
процесса создания изделия и его элементов и
объединяет в единый управляемый процесс.
Современная автоматизированная система
проектирования представляет собой соединение техниче--
ских, математических, программных и
информационных средств с целью автоматизации - отдельных
операций процесса разработки изделия.
Программные средства включают программы,
которые реализуют специализированные методы
проектных и проверочных • расчетов и универсальные
процедуры расчета, поиска и отображения
графической и текстовой информации.
В стандартное математическое обеспечение ЕС
ЭВМ входят трансляторы универсальных языков и'
проблемно ориентированных языков, банки данных
и т. д.
Задачи проектирования отражаются в
специализированных программах и алгоритмах,
определяющих проектные и конструкторские решения.
Информационные средства служат для
накопления, хранения и обработки информации о
конструкторских решениях, исходных данных для
проектирования и других справочных материалов.
Технические средства состоят из различных ЭВМ,
включая периферийные мини-машины и
центральную машину, а также все устройства для хранения
и обработки данных, в том числе средства для
работы с графической и текстовой информацией.
К периферийным устройствам для ввода и вывода
графической информации относятся: графические
дисплеи, графопостроители и устройства автомати-
2-1662
17

ческого ввода. При работе также могут
использоваться устройства клавишного ввода алфавитно-
цифровой информации и другие.
Проектирование конструкции с использованием
ЭВМ во многом зависит от искусства проектанта,
его интуиции и умения охватить множество
требований, специфику различных конструкций. Не
представляется возможным дать общие приемы и
методы, обеспечивающие выбор в режиме диалога
совершенной конструкции.
Автоматизированное проектирование
редуктора и деталей
Рассмотрим лишь один из возможных подходов
[7, 20, 76] при автоматизированном проектировании
редуктора, который может использоваться в
конструкторских бюро и учебном процессе.
Вначале на экран дисплея выводится ряд
возможных схем прототипов конструкции, из которых
конструктор должен выбрать с помощью ЭВМ один
или несколько вариантов для дальнейшей
проработки.
При поиске варианта по существу решаются
главные вопросы компоновки редуктора — выбор
рациональной конструктивной и силовой схемы, формы
деталей, наиболее целесообразного их взаимного
расположения и т. д.
Далее на экран дисплея с помощью светового
пера или клавиатуры вызывается первый выбранный
для дальнейшей разработки вариант конструкции,
изображение которой дается более подробно в
увеличенном масштабе.
По введенным в ЕС ЭВМ исходным данным
проводятся расчеты в автоматическом режиме. В
первую очередь делаются расчеты передач, которые
можно проводить с оптимизацией их параметров.
Например, оптимизировать разбивку общего
передаточного числа по ступеням в многоступенчатых
передачах и т. д. Оптимизация может выполняться по
одному критерию или нескольким обобщенным
критериям (габаритным размерам, массе, стоимости...).
Последняя задача может быть решена методом
случайного поиска.
В результате проведенных расчетов, а также
используя алгоритмы конструктивных соотношений,
определяются основные размеры зубчатых колес.
Выполняя соответствующие расчеты, используя
ГОСТы и конструктивные пропорции, находят
размеры других деталей редуктора. Далее
рассматриваемый вариант конструкции трансформируется в
соответствии с полученными размерами.
В результате на экране графического дисплея
получается изображение редуктора в заданном
масштабе. Оператор проверяет конструкцию и вносит
необходимые изменения с помощью клавиатуры,
вводного устройства или светового пера. После
внесения изменений по указанию конструктора
расчеты могут выполняться повторно.
На заключительном этапе проводятся
проверочные расчеты. С помощью этих расчетов
осуществляют проверку прочности элементов конструкции, в
случае необходимости определяют жесткость дета-'
лей и контролируют ее на участках, где она
нормирована, находят массу элементов конструкции
и т. д. Все основные результаты полученные при
проектировании, выводятся на печать.
Аналогичная работа выполняется при
необходимости просмотра другого варианта конструкции.
В результате автоматизированного
проектирования можно определить массу конструкции, ее
габаритные размеры и т. д. Сравнивая их и учитывая
обобщенные критерии, определяющие совершенство
конструкции, проектировщик делает окончательный
выбор варианта и выводит изображение на
графопостроитель.
Можно использовать и другие подходы при
автоматизированном проектировании редуктора.
Вопросы оптимизации параметров редукторов
рассмотрены в работах [76, 77], а расчет зубчатых передач на
ЭВМ в [97].
Рассмотрим автоматизированное проектирование
отдельных деталей редуктора. При этом будем
рассматривать процесс проектирования их автономно,
что можно реализовать, накладывая ограничения,
определяемые конструктивной схемой и
сопряженными деталями.
На двух примерах проиллюстрируем подход к
автоматизированному проектированию деталей. В
первом рассмотрим автоматизированное
проектирование цилиндрического зубчатого колеса. На рис. 1.7
приведена возможная структурная схема основной
программы проектирования зубчатого колеса.
Вначале проводится полный расчет передачи,
определяются конструктивные соотношения,
выполняется расчет соединения вал — ступица и
формируется изображение, которое выводится на экран
графического дисплея. В зависимости, от результата
оператор может изменить исходные данные и
изображение и повторить полностью или частично цикл
или закончить проектирование, вычерчивая
конструкцию механизма на графопостроителе и печатая
результаты на АЦПУ.
При составлении программ используется
модульное программирование, т. е. основная программа
составляется с применением заранее
подготовленных программ (модулей).
Дадим некоторые пояснения элементов, входящих
в структурную схему программы.
Блок расчета передачи состоит из ряда модулей
и подробно описан далее. В одной из подпрограмм
блока определяются геометрические характеристи-
1^
1
Ввод \
исходных
оаннь/х
7. Полный, pacvem
передачи
Печать
2. Олределение
конструктивных
соотношений.
1
X Расчет
соединения
вал-ступии, а
1
*. Формирование
изображения
Дисплей
"
1
! Вывод на
графоност
роитель
Рис. 1.7. Структурная схема программы автоматизированного проектирования колес зубчатой цилиндрической передачи
18

ки зубчатого венца, которые используются при
формировании изображения зубчатого колеса.
Для колес сравнительно большого диаметра,
кроме указанных данных, должны использоваться
конструктивные соотношения элементов зубчатых
колес для определения размеров ступицы, обода,
отверстий в диске и других. Определение этих данных
выполняется в отдельной подпрограмме.
вводимая
информация
Библиотеки г/ойпраграпм
синтеза типовых валов
Расчет
соединения
Вял- стула ц re
Расчет
rrodiuunnuKotf
Определение
размеров
сопряженных
с/еталей (кольца,
шайбы.../
Сабли о -
тека

стандартно/я
деталей
библиотека стандартов I
на элементы конструкцийх
Формирование
издражения
М,ис-
плей

Графопостроитель
Рве. 1.8. Логическая схема автоматизированного
вания вала
проектиро-
В следующем блоке по заданному диаметру вала
проводятся расчеты соединения вал — ступица и из
ГОСТов выбираются данные для их
конструирования и изображения.
Последний в структурной схеме блок по числовой.
информации, полученный в процессе
проектирования, формирует изображение зубчатых колес.
Изображение выводится на экран графического
дисплея и после изучения его при необходимости'
вносятся изменения, после чего счет по указанию
оператора может повториться.
Сформированное окончательно изображение
вычерчивается графопостроителем на бумаге.
Интересно отметить, что можно продлить
структурную схему и добавить блок, который
сформирует и подготовит данные для станка с программным
управлением, который изготовит спроектированную
деталь.
Автоматизированное проектирование вала
несколько сложнее. Исходными данными для
проектирования является конструктивная схема узла
вала, действующие на него нагрузки, механические
характеристики материала, запас прочности и т. д.
Вначале с помощью проектной формулы
определяют исходный диаметр вала (рис. 1.8).
Далее нужно осуществить синтез конструкции
вала. Процесс синтеза можно осуществлять
по-разному.
Опишем один из возможных вариантов (см. рис.
1.8). В процессе синтеза вначале просматривают
ряд типовых конструкций валов и выбирают
варианты для дальнейшей проработки. Далее более
тщательно прорабатывают выбранные варианты.
Проводят расчет соединений вал — ступица, расчет и
выбор подшипников, насаживаемых на вал,
определяют также размеры других сопряженных деталей
(колец, резиновых манжет, подшипников...).
Сведения о стандартных деталях и элементах конструк^
ции должны быть введены в память машины. Затем^
проводят проверочный расчет вала, по результатам
которого окончательно уточняют все размеры.
Ограничения, наложенные на отдельные участки вала,
должны быть учтены при проектировании.
Сформированное изображение вала выводится *
на дисплей или воспроизводится с помощью
графопостроителя. Здесь также можно использовать
разные подходы. Например, один из них, когда из
типовых элементов вала строят его участок за
участком.
Используем другой подход, при котором для
изображения вала задается полная информация.
Однако изображений наружного и внутреннего контура
вала не всегда бывает достаточно для выполнения
чертежа. Для отдельных участков вала возникает
необходимость более подробного изображения ряда
конструктивных элементов вала: переходных
участков (различных типов галтелей, канавок),
элементов соединений вал — ступица (шпоночных,
штифтовых, шлицевых).
Ряд участков вала дается в увеличенном
масштабе. В других случаях вычерчивается сечение вала
(например, в местах расположения шпоночных
канавок). Ряд данных для построения элементов
вала должны выбираться из ГОСТов, которые
вводятся в память ЕС ЭВМ. Так, из ГОСТов в
зависимости от диаметра выбираются размеры канавок, по
диаметру и величине крутящего момента
определяется сечение шпонки и рассчитывается ее длина, ряд
размеров выбирается в соответствии с размерами
стандартных деталей подшипников, уплотнительных
манжет, упорных колец и других.
Программа синтеза конструкции вала может быть
достаточно сложной. Поэтому целесообразно
сделать так: разработать ряд программ синтеза
типовых деталей вала, в которых для выбранных
конструктивных схем уточняются лишь отдельные
размеры.
Использование при автоматизированном
проектировании типовых валов резко сокращает объем
информации для изображения вала и расчетов.
Ряд размеров выбирается ЕС ЭВМ из ГОСТов
на основании расчетов или использования
конструктивных соотношений. Например, в местах
установки подшипников делается ступенька,
ограничивающая осевое перемещение, и по диаметру можно
определить обозначение подшипника по ГОСТу для
заданной серии и все его размеры. Далее с учетом
силовых факторов делается расчет подшипника на
долговечность или статическую грузоподъемность.
Если подшипник не удовлетворяет этим условиям,
выбирают другой. :
В результате выполненных операций ЕС ЭВМ
2*
19

определяет диаметр и длину участка вала под
установку подшипника.
По заданному крутящему моменту, ширине
зубчатого колеса и наружному диаметру ЕС ЭВМ
определяет, какое соединение вал — ступица
использовать (шпоночное, штифтовое, шлицевое), и по
ГОСТам выбирают их размеры.
Таким образом, можно определить ряд размеров
для изображения вала, а недостающие необходимо
задать в исходных данных.
Полученные в подпрограмме синтеза размеры
выводятся на печать и поступают в блок
формирования изображения, которое затем выводится на дис-.
плей или воспроизводится на графопостроителе.
При необходимости можно ввести в изображение на
дисплее необходимые изменения. .
В заключение необходимо провести проверочный
расчет вала, в котором проверяют его прочность и
при необходимости корректируют размеры. В ряде
случаев также проводится расчет вала на жесткость
с проверкой прогибов и углов поворота на участках,
где они лимитированы.
Возможна и частичная автоматизация
проектирования, когда конструирование осуществляется
вручную. Затем после ввода графической и числовой
информации в ЕС ЭВМ проводится проверочный
расчет вала на прочность и расчет соединений вал —
ступица и подшипников. Полученные размеры
должны уточняться по стандартному ряду. При этОм
элементы наружного и внутреннего контура
(отверстия) могут меняться. Далее формируется
изображение, которое выводится на экран дисплея или
воспроизводится на графопостроителе.
Можно провести корректировку полученного
изображения и повторить необходимые расчеты, что
делается до тех пор, пока конструкция не будет
удовлетворять всем предъявленным требованиям.
Расчет на ЕС ЭВМ цилиндрической
зубчатой передачи
При составлении программ счета на ЕС ЭВМ
также использовалось модульное программирование.
Далее приводится структурная схема и программа
расчета цилиндрической зубчатой передачи.
Обозначения идентификаторов, входящих в
основную программу, приведены в табл. 1.8.
Дадим некоторые пояснения к основной
программе, ее структурной схеме и печати основных
данных.
В первой строке приведен оператор описания
общих блоков COMMON, который входит в каждую
подпрограмму.
^ Во 2-й строке дается описание типов величин.
В 3-й строке осуществляется ввод в формате,
"Обозначенном меткой 10.
В 5-й строке определяется расчетный момент на
•ведущем валу 7V
- Далее в строке 6 осуществляется обращение к
Подпрограмме DET 72.
В подпрограмме DET 72 определяется допускае*
мое контактное напряжение онр и выводится на nej
чать.
В DET 73 (строка 7) находятся коэффициенты
Km, Km и функция /(р) и выводятся иа печать.
В строке 8 и 9 определяются приближенные
значения межосевого расстояния и модуля.
20 . 1
Структурная схема
Строки
1.-4
10...11
12
13
14
15
16
Описание и ввод исходных данных
Определение расчетного момента
WV3.107/C,
п
ПЛ]
1 DET 72 Определение допускаемого коитакт-
1 |ного напряжения Ояр
DET 73
Определение коэффициентов Kb2i
^лри функции /(Р)
Определение приближенного значения
межосевого расстояния а»
Определение приближенного значения модуля
2aw cos p
т =
Печать Т\, ак, m в формате F9.3
DET 74
Определение геометрических
характеристик
DET 75
Определение расчетного контактного
напряжения
"Н — ZHZMZe
awa
Уточнение рабочей ширины трубчатого венца
b „,=b „ (Сн/or н я)2
DET76
Для изгиба зубьев определяются
расчетные напряжения о>=К*К«Х
Xy?wFtlm, допускаемые напряжения
»рР
"F\lm
YpYsKxp
Проверка Ор^Орр
DET77
Печать результатов расчета
В строке 10 выводятся на печать следующие
величины: расчетный момент на ведущем валу Т|, меж*
осевое расстояние aw и модуль m в формате F 9.3.
В подпрограмме DET 74 (строка 12)
рассматриваются геометрические параметры передач.
Вычисленное в строке 12 значение модуля в подпрограм-

0001
0002
0003
0004 10
0005
0006
0007
0008
0009
00010
0011
0012
0013
0014
0015
0016
0017
0018
,
*
*
*
Основная программа
COMMON — LI, L2, N1, Wl, SAl, SBl, SA2, SB2, B, Zl, Z2, HI, H2,
E, NHEl, NFEl, PSIA, CQ, EA, XI, X2, SF, YRl, YR2, KD, SIHP,
L, KHA, KHB, FB, AW, BW, M, ATW, DAI, DA2, SIH, Tl
REAL — N1, NHEl, NFEl, KD, KHA, KHB, M
READ — 10, LI, L2, N1, Wl, SAl, SBl, SA2, SB2, B, Zl,
Z2, HI, H2, E, NHEl, NFEI.PSIA, CQ, EA, XI, X2, SF, YRl, YR2, KD
FORMAT (212, F8.1, F8.3, 4F7.1/5F6.1, 3E9.2/9F5.2)
T1=W1*3*10**7*KD/(3.1416*N1)
CALL — DET 72
CALL—DET 73
AW=0.82*(Z2/ZI + 1)*(T1*E*KHB*FB/(SIHP**2
*PSIA* (Z2/Z1)) )**0.333
M=2*AW*cos (B/57.296)/(Zl+Z2)
PRINT 3, Tl, AW, M • •
FORMAT (3F9.3)
CALL—DET 74
CALL — DET 75
BW=BW*(SIH/SIHP)**2
CALL — DET 76
CALL— DET 77
STOP
END
Таблица 1.8
Продолжение табл. 1.8
Наименование
Число зубьев шестерни и
колеса
Твердость рабочей
поверхности зубьев шестерни и колеса
Модуль упругости стали
Верхний и нижний пределы
выносливости зуба шестерни
при изгибе
Верхний и нижний предел
выносливости зуба колеса при
изгибе
Число, обозначающее
модификацию головок зуба
Степень точности передачи
по нормам плавности
Частота вращения ведущего
вала
Расчетное число циклов
контактных напряжений зуба
шестерни
Расчетное число циклов из-
гибных напряжений зуба
шестерни
Мощность на ведущем валу
Угол наклона зуба
Относительная ширина колес
Коэффициент, учитывающий
влияние прогиба валов
Коэффициент торцевого
перекрытия
, Коэффициенты смещения
исходного контура зубьев
шестерни и колеса
Коэффициент безопасности
Коэффициенты,
учитывающие влияния шероховатости у
основания
Коэффициент динамичности
Обозначение
по методике
Z,, 22
НВШ, НВ«
(HRC*, HRC")
Е
аР Итд
aF Итд
„к
aF ilm a
аР\ШЬ
—
—
Я]
NHEl
Nfei
Wi
Р
tya
CQ
6 а
Xi
Х2
О р
КЯ1
Y R2
Кд

идентификатор
Zl Z2
HI H2
Е
SA1
SB1
SA2
SB2
L1
L2
N1
NHE 1
NFE1
W1
В
PSIA
CQ
EA
XI
Х2
SF
YRl
YR2
KD
Обозначение
Наименование
Расчетный момент иа
ведущем валу
Межосевое расстояние
Модуль
Допускаемое контактное
напряжение
Коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки между
зубьями
Коэффициент, учитывающий
неравномерность
распределения иагрузкн по длине зуба
Функция влияния угла
наклона зуба
Рабочая ширина веица
Угол зацепления
Диаметры вершии зубьев
шестерни н колеса
Расчетное контактное
напряжение зубьев
Число, обозначающее
диапазон твердости рабочих
поверхностей зуба
BW
ATW
DA1
DA2
SIH
ме уточняется по ГОСТу. В DET 74 также
вычисляются и выводятся на печать основные
геометрические характеристики.
В DET 75 (строка 13) определяется расчетное
контактное напряжение по формуле
JH
= Z
и выводится на печать.
В строке 14 уточняется рабочая ширина
зубчатого венца.
21

В DET 76 (строка 15) определяются для изгиба
зубьев расчетные напряжения
aP=YFYtY9
т
и Допускаемые напряжения
„ aF Um у у is
QPP — ~5 Г Rr SK xF-
bF
Далее выполняется проверка зубьев шестерни и
колеса на выносливость при изгибе o>^io>p.
Если условие не удовлетворяется, то
увеличивается ширина зубчатого венца. В DET 76 на печать
выводятся расчетные и допускаемые напряжения при
изгибе шестерни и колеса.
В строке 16 записано обращение к подпрограмме
PET 77, в которой производится печать
окончательных результатов расчетов цилиндрической зубчатой
передачи.
Воспроизведение изображения
зубчатого колеса
После завершения расчетов зубчатой передачи в
специальной подпрограмме должны формироваться
в нужном порядке все данные для построения, а
недостающие— рассчитываться. Для построения
данные должны задаваться в виде массивов координат
точек по оси х и оси у.
У/
во
Покойное положение пера
графопостроителя
Рис. 1.9. Чертеж детали, выполненный с помощью
графопостроителя '
Далее в качестве примера приведена
подпрограмма, которая позволяет осуществить упрощенное
изображение зубчатого колеса (рис. 1.9) с помощью
"графопостроителя ЕС-7054.
Обозначения в подпрограмме: X — массив
координат точек по оси х, R — массив координат точек
по оси у, N — число координатных точек.
Не представляет труда включить в программу
расчета цилиндрической зубчатой передачи
дополнительные подпрограммы, формирующие данные
22
для построения и воспроизводящие изображение
зубчатого колеса с помощью графопостроителя и
другие, и получить программу автоматизированного
проектирования этой детали.
Расчет на ЕС ЭВМ вала
Расчеты валов на ЭВМ приводятся в работах
[96, 124].
В соответствии с [96] проверочный расчет вала на
прочность и жесткость включает следующие этапы.
1. По действующим на вал нагрузкам строят
эпюры крутящих и изгибающих моментов, поперечных и
нормальных сил. В пространственных задачах
проектируют силы на две взаимно перпендикулярные
плоскости и строят эпюры изгибающих моментов и
перерезывающих сил в каждой из них. Затем
определяют суммарный изгибающий момент. Эти
расчеты выполняются подпрограммой DET 61 (все
подпрограммы составлены на языке ФОРТРАН).
2. В расчетных сечениях определяют нормальные
и касательные напряжения. Особенность расчетов
на ЭВМ заключается в том, что напряжения
находят на всех участках вала, поэтому отпадает
необходимость выбирать опасные сечения, что
исключает ошибки и дает возможность проводить
оптимизацию вала. В расчетных сечениях определяют
предельные напряжения для вала и коэффициенты
запаса прочности. Эти расчеты выполняются
подпрограммой DET 35, которая также дает рекомендации
по изменению конфигурации вала, что обеспечит
его равнопрочность и снизит массу.
3. Проводится проверка вала на жесткость. Во
всех расчетных сечениях определяются прогибы и
углы наклона упругой линии. Эти расчеты
выполняются в подпрограмме DET 64.
Дополним программу проверочного расчета вала
на ЕС ЭВМ и включим в нее операторы,
осуществляющие воспроизведение вала, его элементов и
соединений вал — ступица. При этом отдельные
участки вала изображаются в увеличенном масштабе,
в других случаях вычерчиваются сечения вала (в
местах установки шпоночных канавок). Кроме того,
нужны и подпрограммы, осуществляющие расчет
соединения вал — ступица и выбирающие его
элементы из ГОСТов, введенных в память
машины.
Приведена структурная схема такой программы.
В ней осуществляется расчет на прочность и
жесткость вала с помощью подпрограмм DET 61 DET35,
DET 64.
Последующие подпрограммы осуществляют
воспроизведение чертежа вала (DET 40), определение
размеров призматической шпонки и уточнение их по
ГОСТу с последующим воспроизведением
элементов шпоночного соединения на чертеже вала.
Подпрограмма DET 22 осуществляет выбор канавки на
переходном участке вала, определяет ее размеры и
вычерчивает на чертеже в увеличенном масштабе.
Аналогично можно составить и основные
программы для проведения проверочного расчета и
воспроизведения валов с другими элементами, используя
другие подпрограммы.
Также можно, используя указанные ранее
подпрограммы, провести расчеты и вычертить вал с ше*
стерней и т. д.

Структурная схема
Описание и ввод значений исходных
данных
DET 61
Определение внутренних
силовых факторов
(изгибающих и крутящих моментов,
DET35
I
Определение расчетных и
предельных нормальных и
касательных напряжений и
проверка прочности вала
I
DET 64
Расчет вала на жесткость
(определение прогибов и
углов наклона упругой
линии)
I
DET40
Формирование основного
изображения вала
DET 58
Определение размеров
призматической шпонки
DET59
Формирование элементов
чертежа вала, связанных со
шпоиочиым соединением
DET22
I
Определение размеров
канавки и формирование ее
изображения в увеличенном
масштабе
печать значении и
графиков силовых
факторов
печать данных по
напряжениям и
запасам прочности
печать результатов
расчетов
воспроизведение
чертежа на
графопостроителе
печать обозначения
шпонки по ГОСТу
воспроизведение
элементов чертежа
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12 7
13
14, 2
15
16
17
18
19 3
20
21 4
22
23
24
25 5
26
27
28
29
на
графопостроителе
воспроизведение
элементов чертежа
на
графопостроителе
На базе готовых подпрограмм, описанных ранее,
можно осуществить автоматизацию проектирования
зубчатого колеса и вала, а затем и редуктора.
Подпрограмма DET 45 (для N-9)
SUBROUTINE DET 45 (X, R, N)
REAL BUF (2000), X(N), R(N)
CALL PLOTS (BUF, 2000, 10)
CALL PLOT (5., 15., 3)
CALL NEWPEN (2)
CALL TYPL (3)
CALL PLOT (X(N)*2.+6., 15., 2)
K=0
CALL PLOT (X(N)+6., 15., —3)
CALL NEWPEN (1)
CALL TYPL (1)
CALL PLOT (X(l), R(l), 3)
DO 2 J=2. N—1
CALL PLOT (X(J), R(J), 2)
CALL PLOT (X(7), R(7), 3)
CALL PLOT (X(9), R(9), 2)
CALL PLOT (X(1),R(1),3)
DO 3 J=l, N
X(J)=-X(J)
DO 4 J = 2, N—1
CALL PLOT (X(J), R(J), 2)
CALL PLOT (X(7),R(7),3)
CALL PLOT (X(9),R(9),2)
DO 5 J=l, N
R(J)=-R(J)
K=K+1
IF(K.EQ.L) GO TO 7
RETURN
END
Глава 2. ВОПРОСЫ РАСЧЕТА И КОНСТРУИРОВАНИЯ ДЕТАЛЕЙ
И УЗЛОВ ПЕРЕДАЧ ВЕРТОЛЕТОВ
2.1. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Известно, что зубчатые передачи рассчитывают
по стандартным методикам. Термины, обозначения,
методы расчета геометрических и кинематических
параметров передач регламентированы ГОСТ
16530—70, 16531—70, 16532—70 и др. Расчет на
прочность зубчатых цилиндрических эвольвентных
передач проводится по ГОСТ 21354—75. По этому
стандарту проводят расчет на контактную
выносливость активных поверхностей зубьев и на прочность
зубьев при изгибе.
Вопросы расчета и конструирования зубчатых
передач рассмотрены также в работах [1—3, 12, 21, 22,
42, 47, 48, 56, 67—69, 73, 74, 78, 94, 119, 135—142].
Несущая способность и надежность зубчатых
передач зависит от контактной и изгибной прочности
зубьев зубчатых колес, прочности венца, ступицы и
точности изготовления. Рекомендации по выбору
степеней точности зубчатых колес приведены в
табл. 2.1, для цементированных и закаленных
колес — в табл. 2.2 и для улучшенных и закаленных
(нецементированных) колес — в табл. 2.3.
Для многих задач важно оценить колебания
передаточного отношения пары зубчатых колес. В
результате такого анализа установлено, что
относительные колебания передаточного отношения
уменьшаются с увеличением модуля (габаритных
размеров передач) при одной и той же степени точности.
Эти колебания растут от 4-й к 8-й степени точности
зубчатых передач.
Чем меньше погрешности изготовления
зацепления, тем важнее оптимизация его параметров.
Наличие нескольких погрешностей ведет к
дальнейшему снижению несущей способности редукторов. Так,
если погрешности по шагу приводят 'при квалитете
23

Таблица 2.1
Области применения зубчатых колес
по степени точности
Степень
точности
5
6
7
9
Применение
Зубчатые колеса
прецизионных механизмов или
высокоскоростных передач
Зубчатые колеса с точной
согласованностью вращения
или работающие при
повышенных скоростях и больших
нагрузках плавно и бесшумно,
колеса скоростных редукторов,
ответственные колеса для
авиастроения
Зубчатые колеса,
работающие при повышенных
скоростях и умеренных нагрузках,
колеса редукторов
нормального ряда, колеса для
авиастроения
Зубчатые колеса для
общего машиностроения, не
требующие особой точности,
неответственные шестерни для
авиастроения
Зубчатые колеса,
предназначенные для грубой работы
Окружные скорости
колес, м/с

прямозубых
до 30
до 15
до 10
до 6
до 2'
неирямо-
зубых
до 50
до 30
до 15
до 10
до 4
Таблица 2.2
Марка стали
12ХНЗА
12Х2Н4А
20Х2Н4А
15ХГН2ТРА .
25Х2ГНТА
18ХГТ
25ХГТ
ЗОХГТ
Степень точности при скорости, м/с
до 6
12-11-11-А
12-10-10-А
11-10-10-А
свыше 6
12-10-11-А
11-10-10-А
11-9-10-А
Таблица 2.3
Вид термообработки
Улучшение,
НВ 300
Поверхностная
закалка
Объемная
закалка
Степень точности при скорости, м/с
до 2
10-9-8-В
от 2 до 6
10-8-8-В
11-9-9-А
12-10-10-А
11-9-10-А
свыше 6

Необходимо

шевингование
9 к уменьшению допустимой окружной силы на
20%, то в сочетании с погрешностями профиля зуба
та же величина уменьшения силы имеет место при
квалитете 6. При увеличении окружной скорости
растущее гидродинамическое давление масла
между профилями контактирующих зубьев ведет к
более благоприятному распределению нагрузки по
профилю, что дает возможность увеличить
расчетное контактное напряжение по Герцу: при
увеличении скорости от 18 до 180 м/с примерно на 40%.
Известно, что несущую способность зубчатых
передач можно повысить путем улучшения
распределения нагрузки по контактным линиям. Это
достигают разными конструктивно-технологическими спо-*
собами. В работе [42] аналитически и
экспериментально показано, что при высокой точности
изготовления и монтажа зубчатых колес нагрузка
распределяется относительно равномерно. Если нагрузка
распределяется неравномерно, то для устранения
этого недостатка рекомендовано использовать более
податливые подшипники.
Как известно, цилиндрические редукторы с
цементированными и шлифованными зубчатыми
колесами имеют меньшие габаритные размеры и массу,
чем- редукторы с улучшенными и азотированными
колесами.
Для сравнения проанализированы относительные
массы нормализованных цилиндрических
редукторов с передаточным отношением 14 и частотой
вращения ведущего вала 1500 мин-1.
Редуктор с улучшенными колесами имел
показатель 8,77 кг/кВт, с азотированными — 3,65 кг/кВт,
с цементированными, закаленными и
шлифованными — 1,8 кг/кВт. Снижение относительной массы
редуктора на 30 ... 60% возможно и благодаря
разветвлению потока мощности. Преимущества этого
.пути реализуются только при такой компоновке и
конструктивных решениях, обеспечивающих
равномерное распределение нагрузки в потоках.
Планетарная передача 2К—h с одним внешним и
одним внутренним зацеплениями с тремя
сателлитами наиболее распространена, так как в ней можно
эффективно выравнивать нагрузку между
сателлитами. В работах [43, 47, 74] приведена таблица
числа зубьев колес и параметров геометрии зацепления.
В конических передачах вертолетов часто
применяют консольное закрепление вала — шестерни, что
делает узел простым, компактным и удобным для
сборки и регулировки. Однако консольная
конструкция повышает концентрацию нагрузки по длине;
зуба шестерни. Последнюю уменьшают путем
повышения жесткости узла, оптимального расположения
опор. В контакте шестерни с колесом действуют
радиальная F и осевая Fa силы, которые вызывают
опорные реакции Fi и /^ (осевая сила в расчет не
принята). Нагрузки на опоры резко возрастают с
уменьшением bfa; при 6/а>2,5 нагрузки на опоры
изменяются мало (рис. 2.1).
Сила F вызывает на конце консоли (т. е. в
расчетном среднем сечении шестерни) прогиб у и поворот
сечения на угол у:
(а + Ь); v = -
Fa
Ш
(2b-\-3a),
где Е — модуль упругости; / — момент инерции
сечения вала. Относительные величины у/у' и yly'
(У —У' и y = y' при Ь/а= 1) с увеличением b/а
возрастают (см. рис. 2.1).
Под действием усилий изменяются зазоры в
подшипниках, положение оси вала, точность
межосевого расстояния конической передачи. Зависимость
А/А' характеризует отклонение конца консоли
вследствие изменения положения оси вала. Видно, что
24

А/А' резко возрастает с уменьшением Ь/а, а при
отношениях Ь/а>2,5 изменяются незначительно.
Действие радиальной F и осевой Fa сил
вызывает также поворот сечения вала под опорами, перекос
колец подшипников. При этом предпочтительна
заштрихованная зона при Ь/а = 2 ... 2,5.
з
~L\
3?
\\
fr/Г
Ш
"&
"Т7/'
—
о 1 г з ь/а
Рис 2.1. Зависимость относительной деформации шестерни
от Ь/а
Для уменьшения у и у уменьшают а. Расчеты
показывают, что для того, чтобы уложиться в допуск
2/а межосевого расстояния конической зубчатой
передачи,' величина консоли не должна превышать
диаметра d вала под подшипником, иначе говоря,
d^a. При этом учитывается, что часть допуска 2fa
неизбежно будет израсходована на компенсацию
погрешностей изготовления, зазоров в сопряжениях,
контактных деформаций.
Рис. 2.2. Узлы опор конического колеса зубчатой передачи
Жесткость узла определяется деформациями
вала и контактными деформациями в подшипниках.
Поэтому в основном применяют конические
роликовые подшипники, в которых создают
предварительный натяг; установку их осуществляют по
нескольким схемам (рис. 2.2). Радиальная реакция
приложена к валу в точке пересечения его оси с
нормалью, проведенной через середину контактной
площадки. При одинаковом расстоянии с между
серединами подшипников при установке их можно
добиться, чтобы расстояние а было больше, а
расстояние b меньше. По другой схеме можно
значительно уменьшить осевые размеры узла, выполнить
его более компактным (рис. 2.2, в—е).
Регулирование подшипников осуществляют осевым
перемещением внутреннего кольца подшипника по валу.
Для этого выбирают соответствующую посадку
внутреннего кольца подшипника, хотя ослабление
посадки его нежелательно.
В передачах для размещения подшипников часто
применяют стакан с кольцевым выступом в
отверстии (рис. 2.2, в). Достоинства такой конструкции:
точность базирования подшипника зависит от
точности изготовления только стакана; крышка
подшипника не нагружена внешними силами.
Установка переднего подшипника в отверстии корпуса поз^
воляет повысить точность узла. Из рис. 2.2 видно,
что при уменьшении длины стакана точность
базирования его в корпусе обеспечивается увеличенным
фланцем. Цилиндрическую поверхность стакана ис-'
пользуют как центрирующую базу.
Расчет на контактную прочность ;
конических колес с круговыми
зубьями *
Большинство известных методов определения контактных
напряжений в зацеплении круговых зубьев конических колес
основывается на теории Герца и двух различных подходах —
учета условий контакта по линии или в точке.
Специфическая форма упругой площадки контакта двух
зубьев в виде узкого вытянутого эллипса, приближающегося
к полоске, дало основание предположить исходный
линейный контакт. Последнее обстоятельство позволяет для
определения наибольших напряжений ав в центре площадки
контакта использовать известную теорию Герца:
о„=
/
Г
"1*1
I —
f»2
?2*
Ei
где Ц|, ц2, Еи Е2 — коэффициент Пуассона и модули
продольной упругости материалов контактирующих тел; <f —
удельная (отнесенная к единице длины контактной линии)
нормальная нагрузка, сжимающая тела; Eft—сумма главных
кривизн поверхностей тел в точке контакта.
Отличие распределения бн вдоль большой оси эллипса
ялощадки контакта от постоянного учитывается введением
специального коэффициента концентрации нагрузки.
Основным методом этого направления является метод фирмы Гли-
сон (США). Опыт фирмы' Глисон [94] по производству и
эксплуатации передач с круговым зубом, а также значительное
количество факторов, учитываемых при определении
контактных напряжений, обеспечили признание методики фирмы
достаточно'надежной. Однако методика фирмы Глисон для
расчета конических колес с круговыми зубьями по контактным
напряжениям имеет существенные ограничения. Это связано
с отличием принятых в СССР и США систем геометрических
пропорций круговых зубьев конических колес и технологии их
нарезания. Методика Глисон учитывает отличие линейчатого
контакта от точечного приближенно, не принимая во
внимание главные кривизны по главным направлениям, близким к
линии зуба. Возникающая при этом погрешность будет
минимальной при совпадении станочных накладок и корректур
к ним, а также разности производящих радиусов при
нарезании шестерни и колеса. Чем больше различие используемой
технологии от условий фирмы Глисон, тем большую
погрешность будет давать описанная формула для определения (Цв-
По второму подходу напряжения определяют из условий
точечного контакта. Э. Л. Айрапетовым [3, 4] получена
сравнительно простая формула, в которой радиусы кривизны зуба
Ri и R2 определяют с использованием метода Тредгольда:
»irax = 0,15^/4PB2£2,
Подраздел написан совместно с Э. Н. Парпиевым.
25

где
1 / I * \
приведенная кривизна S = ——- I —jr \- ~г~ ], приведен-
2 \ /?i /?2 /
иый модуль упругости Е =
2£i£2
. Эта формула прибли-
жеииа, так как радиусы кривизны профилей вследствие
движения обкатки не равны производящим радиусам. Поэтому
ее можно использовать при расчетах, не требующих большой
точности. Он определяют с учетом гидродинамического
эффекта. За основу принята обобщенная формула Герца,
основанная на концепции первоначального точечного контакта двух
упругих тел. Это отражает фактическое напряженное состояние
"г
3,30
3,10
г,т
1,10
1,50
г,зо
1,1В
щ
1,70
1,5В
1,30
1,10
0,90
0,70
0,5В
ело
1V
«'
5-
6^
1
1
л
,'
\у
0<
)Q
Р\
ч
_
*
N
*s
3
N
Z
в
'v
V
^й
п
13
1Z
11
10
9
S
7
В
5
f
3
г
1
о
5и
Рис. 2.3. График
зависимости с/, с2' от и
для обкатных
передач при следующих
значениях р„:
1—0; 2—10°; 3 — 20°;
4 — 30°; 5 — 35°; 6 — 40°
зоны контакта круговых зубьев конических' колес. Однако для
оценки контактной прочности зацепления в каждом
отдельном случае необходимо иметь сведения о допускаемых
напряжениях Овр, которые, как известно, часто отсутствуют.
Рассмотрим одни из методов расчета конических квази-
эвольвентных колес с круговыми зубьями иа контактную
прочность.
При определении расчетных напряжений следует
учитывать, что на прочность любой детали оказывают влияние не
только наибольшие напряжения, ио и остальные
составляющие напряжения. Используя одну из существующих теорий
прочности, расчетные эквивалентные напряжения можно
представить в виде
где он — наибольшее главное напряжение; Кпр ■—
коэффициент приведения. Величина ^СПр зависит от величины
остальных главных напряжений и от принятой теории прочности.
В практике расчетов зубчатых передач за расчетные
напряжения принимают наибольшие нормальные напряжения в
центре площадки контакта, т. е. полагают Кпр=1, что
соответствует теории наибольших нормальных напряжений.
Для условий исходного контакта зубьев по линии такой
подход вполне оправдан. В этом случае вторые главные
кривизны поверхностей контакта всегда имеют постоянное
значение, равное нулю. В связи с этим, независимо от величины
первых главных кривизн, площадка контакта имеет форму
полоски и отношение эквивалентных напряжений к
наибольшему напряжению в центре площадки контакта будет
величиной постоянной, зависящей от выбранной теории прочности.
При контакте круговых зубьев (рис. 2.3) вторые главные
кривизны отличны от нуля, их величины меняются независимо
от величины первых главных кривизн. Это приводит к
изменению формы эллипса площадки контакта, т. е. изменению
отношения малой полуоси b к большой а(р=Ь/а). При этом
при постоянном наибольшем напряжении Он изменяется
соотношение между тремя главными напряжениями, т. е.
изменяется прочность металла. Все это приводит к необходимости
использования одной из существующих теорий прочности.
Выбранная теория должна учитывать напряженное
состояние в расчетной точке и давать сравнимые результаты
независимо от р. По-видимому, этим требованиям отвечает
теория прочности потенциальной энергии формоизменения.
•31
1,0 и
1fi\
l,OL
180
1
2
3
А
5
2'
У
/
/
'/
/
*1
Л
//
^
IL
1
3
4
5
в
У
У
/,
/
/
Л
/Г
/)
>
*-
*-
В пользу этой теории применительно к контактной прочности
свидетельствует экспериментальная проверка применимости
различных теорий к контактным расчетам. Форма площадки
контакта круговых зубьев конических колес имеет форму
эллипса, а характер распределения ан по поверхности контакта
близок к эллипсоидальному закону. Это получило
экспериментальное подтверждение. Таким образом, применение
теории Герца для определения наибольших контактных
напряжений в рассматриваемом случае может считаться
определенным и вполне допустимым.
В соответствии с ГОСТ 21354—75 необходимо обеспечить
условие Oh<<Jhp. При различных напряженных состояниях
равенство наибольших напряжений не означает равенство
1-112
1,30
1,86
1,82
1,78
№
1,10
о '\ г з ь и а 1 г ■ 2 ь и.
Рис. 2.4. Графики зависимости коэффициентов c0i", C02" от
и при следующих значениях р„:
/ — 0; 2—10°; 3 — 20°; 4 — 30°; 5 — 36°; 6 - 40"
прочности, поэтому механически переносить нормы,
соответствующие исходному линейчатому контакту, на случай исходного
точечного контакта нельзя. В зависимости от принятой
технологии зубоиарезания площадка контакта может иметь форму,
близкую к круговой или близкую к полоске. В связи с этим
при постоянном значении наибольших напряжений в центре
площадки контакта прочность изменяется в широких
пределах. Отсюда следует, что при ограничении наибольших
напряжений установить единые нормы допускаемых напряжений
практически невозможно.
Задача упрощается, если ограничивать ие наибольшие, а
эквивалентные напряжения, полученные на основе теории
прочности потенциальной энергии формоизменения. В этом
случае любое напряженное состояние сводится к одноосному,
для которого и устанавливаются допускаемые напряжения,
не зависящие от формы площадки контакта. Такой подход
позволяет использовать обширные сведения о пределах
контактной выносливости при исходном линейчатом контакте.
Для этого нужно имеющиеся пределы контактной
выносливости при линейчатом контакте, подсчитанные как Он,
умножить иа коэффициент приведения /Спр, который для
линейчатого контакта равен 0,4. Влияние кратковременных
перегрузок длительностью 2,5% от общей длительности цикла может
быть учтено умножением предела контактной выносливости
при стационарном иагружении и постоянной амплитуде иа
коэффициент yn=f(Knp) (рис. 2.4), где уп — коэффициент,
учитывающий повышение предела выносливости. Учет
длительных перегрузок (свыше 2,5%) производится по гипотезе
суммирования повреждений.
В приведенной далее методике расчета конических квази-
эвольвентных колес с круговыми зубьями (табл. 2.4) главные
кривизны определяются без упрощений с помощью ЭВМ по
АЛГОЛ—программе, написанной по уравнениям, полученным
на основе общей теории зацепления. Методика позволяет
учитывать влияние на контактные напряжения осевого
смещения колес, смещения исходного контура, угла наклона
зубьев, передаточного числа, осевой формы зуба, модуля
зацепления, класса контактирующей поверхности зуба, способа
нарезания зубьев колес, типа резцовой головки и номера резца.
Методика позволяет производить оценку качества зацепления
по относительной длине пятна контакта и исходя из этого
выбирать способы нарезания зубьев шестерни и колеса.
Для улучшения качества зацепления достаточно внести в
программу расчета соответствующие изменения, т. е.
подобрать по графикам значение радиусной поправки Дг в
производящие радиусы шестерни г, и колеса г2.
Для определения величины коэффициента влияния
смещения исходного контура Кх необходимые значения Хп
подбирают по ГОСТ 19326—73.
26

Расчет конических колес с круговым зубом
Таблица 2.4
Определяемая величина
Коэффициент профильной
кривизны
шестерни Cj
колеса с2
Коэффициент суммы профильных кривизн с'
Основной коэффициент
продольной кривизны
Разность между радиусами
Коэффициент продольной кривизны
шестерни с01
колеса с02
производящего колеса и
номера
резцовой головки
производящей тестер ин
и номера резцовой
головки
*
колеса с2
шестерни с j
Коэффициент суммы главных кривизн с
Коэффициент я
Коэффициент эффективных напряжений Лэфф
Коэффициент влияния
смещения исходного
контура Кх
формы зуба для
вогнутой поверхности
шестерни
формы зуба для
выпуклой поверхности
шестерни
модуля зацепления
Расчетный коэффициент влияния коиструктивиых
параметров Як
Коэффициент влияния
погрешности осевого
положения колес К±
номера резца Як-
способа нарезания Кка
Расчетный коэффициент влияния технологических
факторов /Ст
Способ определения
По графику на рис. 2.3
По графику на рис. 2.3
с'=с[+с'2
По графику на рис. 2.4
По графику на рис. 2.4
(Х72 \
д/?2= -( — + A/2tganl
с'г^ с'02О - W^ldi)
"l^CoiO-^oi/^)
с = С + Ч(.с"2-с\), Y=/?m/rf4
п=[с' +у(с"2-с[)]/с
По графику на рис. 2.5
Кх = 1+ 0,067 (0,3 - Х„) ^^
и
По графику на рис. 2.8
/Сф=/(«, Рп)
По графику рис. 2.7 и 2.9
Кф=/(И, Рп)
По графику рис. 2.10
Km=f (U, Pn, Win)
Кк^КхКфКт
/Сд=1 + 1,25(Ко— 1)Л, Д2=Д„ Ко
по рис. 2.6
/Cw=f(Af, и, р„) рис. 2.11
/Ccn=f(«, Р„) рис. 2.12
/Ст = Л д КN Кс п
Обкатная передача
первая
зубчатая пара
3,75 '
1,05
4,80
1,84
1,785
—6,40
4,5612
1,8742
1,7725
4,85085
0,9894
0,175
1,06
1,003
1,05
1,06
1,158
1,18
1,0
0,87
1,0
0,87
вторая
зубчатая пара
4,50
0,83
5,33
1,855
1,81 *
—7,70
4,971
1,8928
1,7989
5,3801
0,9906
0,170
1,04
1,003
1,12
1,08
1,157
1,165
1,0
0,96
1,0
0,96
27

Продолжение табл. 2.4
Определяемая величина
Коэффициент влияния динамической нагрузки,
возникающей в зацеплении
Коэффициент упругих свойств материалов В
Нормальная сила в зацеплении Fn
Расчетное эквивалентное
напряжение, МПа
Эквивалентное напряжение по
эксперименту, МПа
для вогнутой
поверхности зуба шестерни a3i
для выпуклой
поверхности зуба шестерни огэг
для вогнутой
поверхности зуба шестерни a3i*
для выпуклой
поверхности зуба шестерни a3i*
Расхождение напряжений для вогнутой поверхности зуба
шестерни, %
Расхождение напряжений для выпуклой поверхности зуба
шестерни, %
Предел контактной выносливости по максимальным
напряжениям при базовом числе циклов перемены напряжений
Он Ц m Ь
Предел контактной выносливости по эквивалентным
напряжениям при базовом числе циклов перемены напряжений с
учетом влияния кратковременных перегрузок
Коэффициент влияния кратковременных перегрузок уп
Эквивалентное число циклов перемены напряжений NBe
Величины N но, Khl -
Предел контактной выносливости по эквивалентным
напряжениям Оэ Нт
Величины S4, ZR, Zv, Kl, Кхя
Допускаемые контактные напряжения Овр
Условие прочности
'
Способ определения
Kbv
I З/-3— l_(i2
f„=27Vflrmlcosa„cosp„
o3=BKvKTn3V¥FnCVW
"• _ 2 F *"р
*
аэ — a
оэ
По ГОСТ 21354—75
Оэ llm 6 = 0,4упОн Um Ь
По рис. 2,13
По ГОСТ 21354—75 с заменой
третьей степени на вторую и
исключением нагрузок, создающих число
циклов NNi<0,025NBE
По ГОСТ 21354—75
Оэ llm = 03Ilm ьКвь
По ГОСТ 21354—75 . .
По ГОСТ 21354—75
1 .Сэ^Оа-Р
Обкатная передача
первая
зубчатая пара
1.0
880
17032,1
447,7
469,5
439,88
459,27
1,62
2,18
—
—
—
—
—
—
■ :— '"
—
—
вторая аубча-
тая пара
1,0 '
880
14106,8
388,1
422,03
367,2
401,4
5,4
4,89
—
—
—
—
■ —
—
- " —"
—
—
В процессе эксперимента передачи нагружались статически, поэтому Khv=1,0.

При расчетах необходимо учесть, что главные кривизны
определялись при значении модуля зацепления т„ = 4 мм, а
коэффициенты Кф и Ксл определялись при я„=5 мм.
Таким образом, метод фирмы Глисои дает
удовлетворительные результаты только в тех случаях, когда обеспечивается
относительная длина пятна контакта / = 0,7 ... 0,8.
Щ,пзр
ш—
11,20
0,10
па
л*
^и
0,95 0,90 0,97 0,9В 0,99 п
2,4
па!,3
Ю 2,1
0,0 2,0
1,8
1,6
1,5
5,0
*\ !
S 4N
^Ч^^м^
^ ^^v/,7 ^"-.^
"v i ^""j»
5. s^*y^5^i
^^S ^^^'^^^
^4s^/^s>"hs.
J>^S^4
^^•^
0,15 0,30 0,45 X
Рис 2.5. График зависимости коэффициентов па, пь и лар
от п
Рис. 2.6. График зависимости Ka=f(x) при (5„:
/ — 10 40°; 2 — 20°; 3—10°: 4 — 0 (для шестерни); 5 — 40°; в —30°; 7 —
20°; 8 — 10°; 9 — 0 (для колеса)
Расчеты показывают, что при низкой твердости зубьев
проектировочные расчеты дают размеры колес, превышающие
размеры, полученные по данным фирмы Глисон, на 40... 50%.
1,3
1,2
Рис. 2.7. График зависимости
/Сф=/(и, р„) для
двояковыпуклой поверхности зуба шестерни 1,1
(форма зуба /)
1,0
1,0 2,0 3,0 4,0 и
Объясняется это тем, что при нарезании зубьев
двухсторонней головкой получается относительная длина пятна
контакта f=0,2... 0,3. Если нарезание зубьев производится
односторонней головкой, то можно получить f=0,7 ... 0,8 мм н дна-
0,98
0,90
0,94
0,92
1,0
1,30
1/0
1,10
1,00
0,90
../
м;
/
/
/
<
у
У
-у
.
%
А
/5
гг
20'
4-10'
вп'О
20°
\
.-"
<
Z4
/
А-
I
ьо
/
/
9
'А
/
'г
'10'
0>О
У/
7
Кф
1,03
щ
1,01
1,00
10°
20°
^
^=
30
'0
?
40
9
*\"0
20° 30° f
^
i0°
1,0 2,0 3,0 4,0 и
Ч)
2.0 3,0 4,0
Рис. 2.8. Графики зависимости Кф—Ци, р„) для
вогнуто-выпуклой поверхности зуба шестерни:
а— форма зуба //, 6 — форма зуба ///
метры колес по предлагаемому методу и методу Фирмы Глн-
сон практически совпадают.
При высокой твердости поверхностей зубьев даже при на-
резании двухсторонней головкой f получается достаточно
большой, а разница в диаметрах колес по предлагаемой методике
и методике фирмы Глисон — относительно небольшой.
1,30
1,20
1,10
1,00
0,90
£
30
»j,
~1_
' /
*-/ *
*s^
/
/
'
40
1
0
10'
У]5„~0
"
fc-^
1,0 2,0 3,0 4,0 и ' 1,0 2fl TO 40 и
Рис. 2.9. Графики зависимости K$,=f(u, р„) для
двояковыпуклой поверхности зуба шестерни:
а — форма зуба //, б — форма зуба ///
1,11
1,08
1,04
1,00
3,0 4,0 5,0 0,0 7,0 8,0тп
Рис. 2.1С. График зависимости Km=f(u, {5n, m„) для формы
зуба /:
/~Рп=0 ...10°, U-I... 5; Рп=20°, и=1 ... 2.5; 2 —рп=20°, и=3 ... 5;
Рп=30"\ и=1...3,5; Рп-40°, и=1 ... 1.5; 3 — рп=30\ и=4 ... 5; Рп=40°.
и=2... 5
2.2. ТРАНСМИССИОННЫЕ ВАЛЫ И МУФТЫ
Кинематическая и силовая связь между
отдельными агрегатами трансмиссии вертолета, между
двигателем и главным редуктором, а также привод
вспомогательных агрегатов силовой установки
осуществляются трансмиссионными валами,
называемыми также соединительными, главными,
хвостовыми, синхронизирующими и т. п.
Основными узлами трансмиссионных валов
являются соединительные муфты, собственно валы или
рессорной': в некоторых случаях промежуточные
опоры.
Известны конструкции, в которых передача
крутящего момента от двигателя к редуктору
осуществляется с помощью одной соединительной муфты.
На рис. 2.14 показаны некоторые схемы
трансмиссионных валов (схемы а, б, в).
Трансмиссионные валы осуществляют передачу
крутящего момента от вала одного агрегата к валу
другого, как правило, в условиях смещения осей
указанных валов агрегатов.
Это смещение в общем случае состоит из
некоторого углового а и линейного смещения h и является
следствием неточности монтажа, деформации узлов
крепления соединяемых агрегатов при эксплуатации
вертолета, а в некоторых случаях заранее регламен-
29

0,03
n
1
0,99
0,98
0,97
0 A
7/1
I
ho°
1
flnL%
_J
/
A
ir
30}
/20°
ч 70°
0
up
0,5
0,4
0,3 -
0 12 24 36 № 0
24
0,2
№ 0
0
-
rrlO
,30°
Л0"
^10°
о
40°'
*0
48
36
24
12
■pn=a
i
^-10°
\^20°
SS^30°
24 № 1 2 3 * и
Рис. 2.11. Графики зависимостей
ff,B0
0,18
0,1В
0,74
0,72
0,70
s
s
/
/
/
'
U = 1~
>
/
I ,
ьн
2s,
'j-'i
4
u=5
r,=
ЬЬ
ЬО
OS
байт*
*
1,032^
"n-1,0
-
•—
-—-
tor,
щ
^
i,m
■h.
0
10
20 30 0„
0,5
1.0
1,5
2'°a = bi,00%
to
DC]
Рис. 2.12. График зависимости коэффициента изменения
напряжений при двухсторонне-одностороиием способе нарезания
шестерни односторонней головкой
Рис. 2.13. График зависимости степени повышения предела
контактной выносливости ув от относительной
продолжительности действия перегрузок а при НВ 256 (сталь 40Х)
тируется при сборке трансмиссионного вала на
вертолете.
На рис. 2.14, г показана схема трансмиссионного
вала при смещении осей валов соединяемых
агрегатов.
Как видно из этой схемы, соединение
трансмиссионным валом двух агрегатов в условиях смещения
. осей валов осуществляется главным образом
вследствие перекоса элементов соединительных муфт.
На это при любой конструкции муфты
затрачивается определенная мощность двигателя
вертолета.
В общем случае нагруженность трансмиссионных
валов определяют следующие виды нагрузок:
крутильная нагрузка (постоянная и переменная);
изгибная нагрузка (постоянная или переменная);
продольное сжатие (растяжение);
вибронагрузка;
температурная нагрузка.
Рис. 2.14. Схемы трансмиссионных валов:
a — трансмиссионный вал с двумя соединительными муфтами / и
рессорой 2; б — трансмиссионный вал с промежуточной опорой 3; е —
соединение валов двух агрегатов одной соединительной муфтой /;
г—схема смещений соединяемых валов агрегатов
Крутильная нагрузка, вызывающая в
трансмиссионных валах напряжение кручения, как правило,
является основной нагрузкой, определяющей
геометрические параметры валов, муфт.
Статическая (постоянная) часть напряжений
кручения определяется передаваемым крутящим
моментом. Переменная часть напряжений кручения —
крутильными колебаниями, возникающими от
работы двигателей, редукторов или несущих и хвостовых
винтов вертолета.
Использование в трансмиссионных валах упругих
муфт снижает отрицательное влияние крутильных
колебаний на трансмиссию вертолета (уменьшает
вибрацию, шум и т. п.). i
Изгибные напряжения в трансмиссионных валах
возникают вследствие работы муфт с перекосом.
Такая работа соединительной муфты требует
затраты мощности на преодоление сил трения при
перемещениях отдельных элементов муфты друг
относительно друга или на периодическую деформацию
30

упругого элемента муфты. Одновременно с этим
наличие определенной изгибной жесткости муфты
приводит к возникновению изгибающих напряжений в
трансмиссионном вале. Наличие изгибающих
напряжений в трансмиссионных валах снижает ресурс
деталей валов, вызывает вибрации в соединяемых
агрегатах трансмиссии.
Уменьшение изгибных нагрузок достигается
снижением изгибной жесткости муфт, уменьшением
работы сил трения в муфтах, а также уменьшением
эксплуатационного угла перекоса муфт,
использованием более рациональных приемов монтажа
(введение предварительного перекоса в муфтах в
направлении, противоположном перекосу, возникающему
при эксплуатационных нагрузках).
Продольное сжатие (растяжение)
трансмиссионного вала возникает в процессе эксплуатации при
изменении монтажного расстояния между
соединяемыми агрегатами и отсутствии или
неработоспособности узла, компенсирующего изменения длины
вала (например, «защемление» подвижного шлицево-
го соединения вала под действием крутящего
момента).
Величина осевого усилия, определяемая осевой
жесткостью муфты, в некоторых случаях может
достигать больших значений, особенно опасно сжатие,
которое может привести к потере устойчивости и
остаточным деформациям вала.
Виброперегрузки приводят к общему снижению
ресурса элементов трансмиссионного вала, в
частности, к разрушению подшипников промежуточных
опор, износу шлицевых соединений и т. п.
Использование упругих муфт, применение
амортизаторов в промежуточных опорах снижает
негативное воздействие вибрационных нагрузок.
Изменение температуры элементов
трансмиссионных валов при эксплуатации может стать причиной
дополнительных нагрузок.
Знание температурного поля в зоне работы
трансмиссионных валов позволяет прогнозировать
температурные деформации элементов муфт, валов.
Кроме общего учета температурных деформаций
элементов муфт и опор, обращают внимание на
изменение характеристик жесткости муфт, особенно
при использовании неметаллических материалов.
Конструкция трансмиссионных валов.
Конструкции трансмиссионных валов достаточно сложны, а
доводка, испытания и отработка технологии их
изготовления — длительный, дорогостоящий процесс.
Такое положение объясняется высокой нагруженно-
стью валов, сложными условиями их эксплуатации
и высокими требованиями к их надежности.
Всякое разрушение трансмиссионного вала
вертолета в полете, как правило, приводит к тяжелым
последствиям, а нарушения нормальной работы вала —
к срыву полетного задания.
Создание современных трансмиссионных валов
требует длительных стендовых, усталостных и
натурных испытаний, обобщения данных о ресурсе,
надежности и режиме эксплуатации вала для
конкретного вертолета. Поэтому в проектируемых
вертолетах стремятся максимально использовать уже
имеющийся опыт и применять проверенные
конструкции.
Этим же объясняется незначительное
разнообразие применяемых типов муфт, материалов валов и
: конструкций опор.
Трансмиссионные валы условно разделяют на
три группы:
1) трансмиссионные валы, обеспечивающие
передачу мощности от двигателя к редуктору несущего
винта — главные валы трансмиссии вертолета;
2) трансмиссионные валы, обеспечивающие
передачу мощности к хвостовому винту,
синхронизирующие валы и т. п.; 3) трансмиссионные валы,
используемые для привода вспомогательных агрегатов
силовой установки вертолета (вентиляторов, коробок
приводов и т. д.).
Трансмиссионные валы первой группы передают
всю мощность двигателя к главному редуктору. Они
выполняются обычно без промежуточных опор и
состоят из двух муфт и рессоры. К монтажному пе-""
рекосу в муфтах этих валов при эксплуатации
вертолета добавляется перекос при деформации узлов
крепления главного редуктора от внешних нагрузок
(аэродинамические силы от несущих винтов,
нагрузки при эволюциях вертолета). "
Одна из муфт рассматриваемых валов часто
работает в зоне нагретых частей двигателя, что
необходимо учитывать при расчете, конструировании и
испытании муфт.
На рис. 2.15 представлена схема трансмиссии
вертолета Ми-1. Как видно из рис. 2.16, главный
вал состоит из нижней, жестко связанной с валом
редуктора двигателя упругой муфты, рессоры и
верхней упругой муфты, соединенной через подвижное
шлицевое соединение с валом редуктора несущего
винта.
Передача крутящего момента главным валом в
условиях перекоса соединяемых валов агрегатов
реализуется за счет деформации четырех резиновых
втулок в каждой упругой муфте. Металлические
детали вала выполнены из стали 40Х2Н2МА
(40ХНМА).
Эксплуатационное обслуживание состоит \ лишь
из осмотра вала.
На рис. 2.17 показана общая схема трансмиссии
двухдвигательного вертолета Ми-2. Главный вал
этого вертолета (рис. 2.18) состоит из двух
универсальных шарниров (карданов) и трубчатой рессоры.
Один из карданов жестко закреплен на валу
двигателя, а другой связан подвижным шлицевым
соединением с валом редуктора. В процессе эксплуатации
главный вал требует периодического смазывания
игольчатых подшипников карданов.
На рис. 2.19 показана схема трансмиссии
вертолета Ми-4, конструкция главного вала
принципиально не отличается от конструкции главного вала
вертолета Ми-1, а используемые упругие муфты имеют
восемь резиновых втулок.
На рис. 2.20 показана конструкция главных валов
вертолета Ка-25К. Упругие муфты установлены в
обоймах валов двигателя и редуктора, а
соединительная рессора через соответственно неподвижное
и подвижное шлицевые соединения объединяет их в
единую конструкцию.
При работе резиновые элементы в упругих
муфтах испытывают сжатие и растяжение. Известны
модификации таких муфт, в которых резиновые
элементы работают только на сжатие.
Зубчатые муфты (рис. 2.21), первоначально
установленные на этот вал, оказались
неработоспособными и были заменены на упругие.
31

Рис. 2.15. Схема трансмиссии вертолета Ми-1:
1 — главный вал; 2 — хвостовой вал
T777?/?W/>//S///.
хучЧЧчччччуу:
'/////////;;/яш
■<sss<s<s\^
/_
. t/. <,n Ч.О к >, ч, i, i, ч, к <
S.\\ss4sssg
кчччччччч;
/,УМ;///л?,
Рис. 2.16. Главный вал трансмиссии вертолета Ми-1:
I — нижняя упругая муфта; 2 — рессора; 3 — верхняя упругая муфта; 4 — резиновая втулка
32

Рис. 2.17. Схема трансмиссии вертолета Ми-2:
!, 3 — главные валы; 2— главный редуктор; 4— вал привода вентилятора; 5 — хвостовой вал; 6 — промежуточный редуктор; 7
—промежуточный вал; 8 — хвостовой редуктор
?Zt////////////77h
Рис. 2.18. Главный вал вертолета Ми-2:
/ — универсальные шарниры; 2 — рессора
3-1662
33

Рис 2.19. Схема трансмиссии вертолета Ми-4:
1 — главный вал; 2 — хвостовой вал
Рис. 2.20. Главный вал вертолета Ка-25К:
/ — упругие муфты; 2 — обойма вала двигателя; 3 — обойма вала
главного редуктора; 4 — рессора
Рис. 2.21. Вариант конструкции главного вала вертолета Ка-25К:
/ — зубчатые муфты; 2 — рессора
34

Рис. 2.22. Схема расположения и устройство главных валов вертолета Ка-26:
/ — муфта главного редуктора; 2 —рессора; 3 —муфта двигателя; 4 — хомут крепления муфты к выходному валу двигателя
На рис. 2.22 показано устройство и расположение
главных валов вертолета Ка-26. Каждый вал
содержит две упругие муфты и трубчатую рессору.
Резиновые элементы (блоки) муфт (рис. 2.23) работают
только, на сжатие. Полумуфты и рессора главного
вала выполнены из стали 40Х2Н2МА (40ХНМА).
Главный вал вертолета Ми-6 содержит
оригинальные соединительные зубчатые муфты, в кото-
Рис. 2.23. Упругая муфта:
/, 2 — полумуфты; 3 — резиновые блоки
Эксплуатационное обслуживание главного вала
состоит из периодического осмотра состояния
упругих элементов муфт и болтовых соединений.
На рис. 2.24 и 2.25 показаны конструкции
стыковочных муфт между двигателем и главным
редуктором. Мощность передается через зубчатые муфты,
снабженные сферическими центрирующими
поверхностями.
Рис. 2.24. Соединительные
муфты вала двигателя с
валом главного редуктора
вертолета Ми-8:
/ — зубчатая муфта; 2 —
сферические центрирующие
поверхности
рых в качестве промежуточных тел между зубьями
использованы ролики.
Главный вал вертолета S-58 имеет упругие, муфты;
аналогичные муфтам вертолета Ка-26. Главный вал
3'
35

вертолета V-44 содержит пластинчатые муфты рис.
2.26, применяемые и на ряде отечественных
вертолетов.
Рис. 2.25. Соединительная муфта
Технические данные трансмиссионных валов
первой группы приведены в табл. 2.5.
Таблица 2.5
Основные технические данные
трансмиссионных валов
. первой группы
1

Наименование вер-
".. толета
Ми-1
Ми-2
Ми-4
Ми-8
Ка-25К
Ка-26
Максим аль-
Н-м
2620
450
4850
710
340
2700
астота
вращения
об/мин
1581
5904
2400
15000
19000
865
Тип муфт
Упругие
Шарнирные
Упругие
Зубчатые
Упругие
Упругие
Напряжение
кручения в
рессоре, МПа
150,0
77,5
117,0
—
174,0
240,0
Трансмиссионные валы второй группы передают
часть мощности двигателя (двигателей) и имеют
несколько промежуточных опор. Такие валы
эксплуатируются при значительных перемещениях
узлов крепления промежуточных опор по сравнению с
их монтажным положением. Количество опор
соединительных муфт выбирается исходя из
максимально допустимого эксплуатационного перекоса для
" выбранного типа муфт. Зная величину и направле-
- ние перемещений отдельных участков вала при
эксплуатации, специально вводят монтажный перекос в
соединительных муфтах, противоположный по знаку
перекосу, получаемому при эксплуатации. Это
позволяет получить уменьшение эксплуатационного
перекоса в муфтах.
Далее приведены примеры конструктивного
выполнения трансмиссионных валов второй группы.
На рис. 2.27 показан узел хвостового вала
вертолета Ми-1, предназначенного для передачи мощно--
сти от главного к.промежуточному редуктору. Вал'
состоит из трех участков, пяти опор и четырех
универсальных шарниров (карданов). В опорах (см.!
Рис. 2.26. Главный вал вертолета V-44
рис. 2.27) установлен шарикоподшипник закрытого
типа, не требующий периодической замены
смазочного материала. Передняя и концевая часть
хвостового вала (рис. 2.28, 2.29) снабжены карданами,
которые соединены трубчатой стальной рессорой.
Средняя часть хвостового вала (рис. 2.30) состоит
Рис. 2.27. Опора хвостового вала:
, /—шарикоподшипник; 2 — резиновая обойма; 3 — конусный болт
из четырех трубчатых рессор, жестко соединенных в
единый вал конусными болтами.
На рис. 2.31—2.36 представлен хвостовой вал
вертолета Ми-2.
4
В качестве соединительных муфт использованы
карданы. Отдельные секции трубчатых рессор
соединяются конусными штифтами. Опоры вала
имеют резиновые амортизаторы в виде промежуточной
втулки между подшипником и корпусом опоры.
Хвостовой вал трансмиссий вертолета Ми-6 (рис. 2.3/) в
качестве соединительных муфт имеет зубчатые
муфты. Аналогичную конструкцию имеет и хвостовой
вал вертолета Ми-8 и синхронный вал вертолета
Ка-22.
Однако известна конструкция синхронного вала
самолета Бреге, выполненного «гибким» и
работающего в закритическом диапазоне частоты враще-
36

|BE
-we
ф
■&Q&
Рис. 2.28. Передняя шарнирная часть хвостового вала
Ц^^рпрг^^^ж^
SS
^
55Я
22
jzzzd
aizzzr-
ШЕ
,\\\\у/ЛчЧччч'-лч<:
Mo
ЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧчЧ
Рис. 2.29. Концевая часть хвостового вала
Рис. 2.30. Средняя жесткая часть хвостового вала
«J
9)
'/
Ф
-ЧРФ—
«/
')
')
Ефгь
Рис. 2.31. Комплект деталей хвостового вала трансмиссии
вертолета Ми-2:
а. — передняя шарнирная часть; б — передняя жесткая часть; в —
средняя шарнирная часть; а— задняя жесткая часть; д — задняя
шарнирная часть; е — концевая часть
37

Рис. 2.32. Опора:
/ — резиновая обойма; 2— шарикоподшипник; 3 — универсальный
шарнир
Рис. 2.33. Передняя шарнирная часть хвостового вала:
/, 3'—универсальные шарниры; 2 — рессора
Рис. 2.34. Передняя жесткая часть хвостового вала
Рис. 2.35. Средняя шарнирная часть хвостового вала
Рис. 2.36. Задняя жесткая часть хвостового вала
38

Рис. 2.37. Схема и конструкция хвостового вала трансмиссии вертолета Ми-6
ния. Основные технические данные валов втором
группы представлены в табл. 2.6.
Таблица 2.6
Основные технические данные
трансмиссионных валов второй
группы

Наименование
вертолета
Ми-1
Ми-2
Ми-4
Ми-6
Ми-8
S-58
V-44
СН-47С

Максимальный

крутящий
момент ,
Н.м
143
215
486
4300
790
284
- 215
2520
Частота
шеиия,
об/мин
2263
2467
2400
2065
2596
3150
4300
7065
Тип муфт
Карданные
Карданные
Карданные
Зубчатые
Зубчатые
Упругие
резиновые
Пластинчатые
Пластинчатые
Длина
валов,
м
8,95
8,1
12,4
20,4
12,4
9,6
8,331
10,528
Масса
валов,
кг
21,2
24,2
54,4
214,0
49,3
24,9
17,1
103,0
Трансмиссионные валы третьей группы передают
сравнительно небольшие мощности и выполняются
как без опор, так и с промежуточными опорами и
прежними типами соединительных муфт.
Типичными представителями трансмиссионных валов этой
группы являются валики привода вентилятора,
содержащие две соединительные муфты и рессору.
Отличительной особенностью валов этой группы
следует считать относительную их быстроходность.
Отсюда — высокие требования к балансировке
таких валов. В табл. 2.7 приведены основные данные
валов третьей группы.
Таблица 2.7
Основные технические данные
трансмиссионных валов
третьей группы
Наименование
вертолета
Ми-2
Ми-6
Ми-8
Ка-25К

Максимальный
крутящий момент,
Н.м
22
212
49
71,6
Частота
вращения,
об/мии
8000
3038
6021
4500
Тип муфт
Карданные
Карданные
Карданные
Зубчатые
Расчет и конструирование
трансмиссионных валов
Первым этапом этой работы является анализ
основных технических требований и условий эксплуа-
39

тации валов, анализ известных конструктивных
решений по трансмиссионным валам и их элементам,
патентных и отраслевых материалов.
Трансмиссионный вал состоит из трех основных
узлов: соединительных муфт, собственно валов
(рессор) и промежуточных опор.
Конструкцию соединительной муфты и ее
параметры определяют величина крутящего момента,
частота вращения и необходимый угол перекоса.
Параметры рессор определяются, кроме величины
крутящего момента, так называемой критической
частотой вращения.
Конструкция опор определяется типом
выбранных муфт, размерами и конструкцией рессоры,
предполагаемой величиной перекоса муфт. В
трансмиссионных валах в основном используют
соединительные муфты: а) зубчатые; б) шарнирные; в) упругие
с использованием неметаллических упругих
элементов (втулок, блоков); г) упругие с использованием
металлического упругого элемента.
Все указанные типы муфт широко известны,
используются в трансмиссиях ряда транспортных
машин и приводах различных механизмов. Однако,
несмотря на это, в технической литературе
отсутствуют рекомендации по надежным методикам
расчета допускаемых напряжений и т. п. Это
объясняется широким спектром нагрузок, разнообразием
условий эксплуатации, в которых работают муфты.
Поэтому положительный опыт применения муфт
какого-либо типа в одних условиях дает
отрицательные результаты при эксплуатации тех же муфт в
других условиях.
Далее будут приведены лишь основные расчеты и
рекомендации по конструктивному оформлению
соединительных муфт. Более подробные данные
читатель найдет в специальной литературе.
Зубчатые муфтм
Зубчатые муфты — наиболее распространенный
тип жестких муфт. К положительным качествам
этих муфт следует отнести компактность,
стабильность технических характеристик, параметров
жесткости и прочности, эксплуатационных данных,
высокую технологичность.
.К отрицательным качествам зубчатых муфт
следует отнести необходимость смазывания и
периодического .контроля в эксплуатации, а также
незначительный допустимый угол перекоса.
Конструкция и параметры зубчатых муфт весьма
разнообразны. Зубчатые муфты общего назначения
выпускают по. ГОСТ 5006—55 в двух исполнениях —
с одной и двумя парами сопряженных полумуфт.
Муфты могут передавать крутящие моменты от
700 Н-м до 1 • 106 Н-м при работе со скоростями (по
делительной окружности зубчатого сопряжения)
свыше 15 м/с. Зубья рассматриваемых муфт
изготавливают с эвольвентным профилем и углом
зацепления ад=20° и коэффициентом высоты головки
зуба А0=1 или Аа = 0,8. Предусматривается также
продольная коррекция (бочкообразность) зубьев
полумуфт. Твердость рабочих поверхностей зубьев не
менее HRC 40. Максимально, допустимый угол
перекоса полумуфт 30х.
Известны зубчатые муфты с эвольвентным
профилем и углом зацепления а = 30° при ftu = 0,5 (ГОСТ
6033—80).
40
В авиационной промышленности параметры зуб«
чатых муфт для передачи крутящего момента
регламентировались от 400 Н-м до 7000 Н-м при
3000 об/мин. Твердость рабочих поверхностей
зубьев составляла HRC 58. Угол зацепления исходного
контура инструмента ад=20° при /ta = 0,8. В
настоящее время в вертолетных трансмиссиях используют-i
ся зубчатые муфты с углом зацепления ад = 20° и1
ад = 30°. Как правило, зубья муфт, применяемых в
вертолетных трансмиссиях, имеют высокую
контактную твердость HRC 58, которая
обеспечивается термохимической обработкой (цементированием
или азотированием). При проектировании и
расчете зубьев муфт учитывают отличия работы зубьев
в условиях перекоса.
Проведенные исследования показали, что при
изменении угла перекоса от 0 до 1°30' напряжения
смятия увеличиваются более чем в три раза {82].
Введение продольной коррекции (бочкообразнос-
ти) зубьев существенно улучшает работу зубчатой
муфты в условиях перекоса.
По данным работы {74] муфты, у которых
отношения b/d^.0,01 ... 0,03, где Ъ — ширина зубчатого
венца муфты; d — диаметр делительной
окружности зубчатого венца, можно выполнять без
продольной коррекции, а при большей относительной
ширине зубчатого венца (b/d^0,02 ... 0,3) выполнение
зубьев с продольной коррекцией становится
необходимостью.
Другим вопросом при проектировании зубчатых
муфт является вопрос о центрировании полумуфт
между собой, что особенно важно при больших
окружных скоростях работы муфт.
Существует ряд конструктивных приемов такого
центрирования, которое выполняется или путем
соответствующего сопряжения элементов зубчатого
соединения (например центрирования по наружному
диаметру зубьев полумуфты с наружными зубьями
с соответствующим выполнением диаметра впадин
зубьев полумуфты с внутренними зубьями), или
путём введения специальных центрирующих
поверхностей, обеспечивающих перекос полумуфт
относительно заранее выбранного центра.
Выбор параметров зубчатой муфты, несмотря иа
наличие целого ряда альтернативных решений,
облегчается рядом опробированных рекомендаций,
которые помогают получению оптимального
решения. К таким рекомендациям следует отнести
зависимость между модулем, диаметром и числом
зубьев, представленную на номограмме рис. 2.38 [74].
Значение бокового зазора между зубьями муфты,
принимают в пределах (0,05 ... 0,08)т [74].
В существующих конструкциях зубчатых муфт
вертолетных трансмиссий оправдали себя
допускаемые напряжения на смятие зубьев муфт в пределах
120 ... 150 МПа (12 ... 15 кгс/мм2), при монтажных
перекосах в пределах 10' ... 15х и твердости рабочих
поверхностей зубьев HRC^58.
В технической литературе предлагается ряд
методик по расчету зубчатых муфт [74].
Наиболее полно методика расчета параметров
зубчатых муфт с бочкообразными зубьями изложе-;
на в работе [4], она позволяет определить ряд
геометрических параметров зубчатой муфты,
контактную и изгибную прочность ее зубьев, а также
получить данные по температуре в зоне контакта зубьев.

[Ёиже излагается суть указанной методики рас-
рета. ,
Принимают известными следующие параметры
рубчатой муфты: модуль т, число зубьев г, угол за-
шепления а0, длина зуба Ь, коэффициент высоты
Рис. 2.38. Рекомендуемая
зависимость между
модулем, диаметром и числом
зубьев муфт
40 50 60 70 80 90zm
ножки /н и головки зуба fT, коэффициент
радиального зазора со-
Определяют радиус R главной кривизны боковой
поверхности зуба в нормальном сечении из
зависимости i
3,75-1050 . „ 5,8'1(Н6
ы2
где д=—-, а А>=-
2Af,
кр
dz
и К
(/я + /г)«
cos a0
По результатам последующих расчетов уточняют
принятые ранее параметры муфт (т, z, b, R\).
Контактные напряжения находят по формуле
1
•Ар — расчетная высота зуба; Мкр — крутящий
момент; d = mz — диаметр делительной окружности;
Р — усилие, приходящееся на один зуб муфты;
[ак] — допускаемое контактное напряжение.
Нормальный боковой зазор определяют из
зависимости
л>2[т(*+^)*2+<?+Ч'
где е — радиальное относительное смещение осей
лолумуфт; б/s — суммарная амплитуда
накопленных погрешностей окружных шагов соединяемых
•Зубчатых венцов полумуфт; i|) — перекос полумуфт,
|>ад.
<=0,418(^)2<К],
где Е — модуль упругости.
Наиболее важно определить напряжения изгиба
в торцевых сечениях зубьев, так как в них
происходит наибольшее количество разрушений. Такие
напряжения определяет зависимость
13МкрК0Кх ., .
где Ко — коэффициент, учитывающий место
приложения силы но .высоте- зуба <^о=0,5 при
приложении силы к вершине зуба) (рис. 2.39); Кн —
коэффициент, зависящий от числа зубьев (рис. 2.40);
Кх ■— коэффициент концентрации" напряжений в
выкружке зуба (для а=20° имеем /Сх=1,33) (рис.
2.41); [of] — допускаемые напряжения изгиба для
зубчатых колес.
Проверка зубчатой муфты на заедание
производится из условия сохранения масляной пленки
между рабочими поверхностями зубьев. Как известно
при перекосе осей полумуфт, вращающихся с
угловой скоростью >(о = яя/30, относительная скорость
скольжения зубьев определяется выражением
V=0,5tnzty(o cos <»t.
По аналогичному закону изменяется и величина ц.
Критическую нагрузку qK определяют по
формуле:
где jao и v — динамическая и кинематическая
вязкости масла. При q^qK толщина масляной' пленки
определяется по формуле
Ло=3158МЛ>[л]
* -I
При q > qK At = \№<У?Щ 3 > [h].
Экспериментальные данные показывают, что
зубчатые муфты с 9=1000 ... 10 000 Па; V= 1 ... 15 см/с;
/?= 100 ... 400 см работают удовлетворительно при
h > [Л] =0,2- Ю-4 см.
Температурное состояние контактирующих зубьев
муфты оценивается специальным критерием К,
который представляет собой отношение мгновенной
температуры на скользящем контакте поверхностей
зубьев и толщины масляной пленки; проверяют,
чтобы К<[К], где [К] — допустимая величина
температурного критерия.
По практическим данным [/С] = 100 градус/мкм
при 8 = 20° и [Л] = 0,2-Ю-4 см.
Величина К определяется по формуле:
К=
0,8fq 4
1 5
пУ*#*-
3
2,86/? 4
2 17
Р 3 V 6 R 12
при q<qK
при q>qK,
41

О 0,2 0,4 0,6 0,8 t/a
Рис. 2.39. Зависимость /Со от
t/a
Параметр
Расчетная формула
'го ад но so юо но z
Рис. 2.40. Зависимость Кн
от z
-
0,8
0,6
0,4
0,2
\
ч.
\
^
0,4 0,8 1,2 1,6
8х/т
Рис. 2.41. Зависимость Кх от
bxjm
Таблица 2.8
Результат
*ср, Н
I
Ар> см
Н
Q, —
см
ак, МПа
2Ьи, см.
Ь, см
Д, мм
/, мм
а, мм
а
/Со
Кн
Кх
Of, МПа
с
Н
<7х,
см
Л, см
*
jWhp', Н-см
„ градус
л,
мкм
2^
mz2
(/г+/и)«
cos a0
■fcp
0,418 V^tt
1 27?
2(Яф'+Ы
#г|зг+2е+2б<а
(fn + ca)m
(fr+fa + c<i)m
I
а
По рис. 2.39
По рис. 2.40
По рис. 2.41
\ЗМкрКоКГ
пи&К\
1
ЗО/кгпф
3,48 (^^
[(vfx0v)2/q 3
/иг [ G \
— cosoqI айеъ +а\
3
2,86/? Т
_2_ 1 7
но3 К6 Л12
180.5.
0,575
3130
62,5
0,64
3,64
0,275
3,75
6,15
0,61
0,38
1,45
0,79
186,0
18
1700
3,3-Ю-5
18950
66
где f — коэффициент трения.
Рассмотрим пример оценки нагрузочной
особенности зубчатой муфты.
Параметры муфты: AfEP = 9750 Н-м; « = 3000
об/мин; т = 3 мм; 2 = 60; # = 300 см; /r = 0,8; fH=l,0;
42
с0 = 0,25; а0 = 20°; tp = 0,005 рад; f=0,1; e = fife =
= 0,05 мм; м-о=0,029 Па-с (0,29-Ю-6 кг-с/см2); v =
= 0,2 сСт (20-10-4см2/с).
Результаты расчета приведены в табл. 2.8.
Шарнирные муфты
В этих муфтах используются шарниры Гука.
Муфты применяют в транспортных машинах, по их
расчету, конструированию и эксплуатации накоплен
большой опыт.
Муфты применяются для передачи крутящего
момента до 3-Ю6 Н-м с угловым смещением между
валами до 45°.
Муфта состоит из двух вилок и промежуточной
детали в виде крестовины, шарнирно соединенной с
концами вилок. В шарнирах установлены
подшипники скольжения или качения, что требует
периодически контролируемого смазывания.
Шарнирные муфты технологически более сложны,
чем зубчатые, и их применение обосновано лишь
при наличии большого углового смещения между
валами (монтажного или эксплуатационного).
Применение шарнирных муфт для соединения
валов с большим угловым (или радиальным)
смещением приводит к неравномерности вращения
ведомого вала муфты при равномерном вращении
ведущего вала.
Синхронность вращения ведомого вала муфты
можно обеспечить установкой двух
последовательно соединенных шарнирных муфт с
промежуточным валом, причем оси ведущего и ведомого валов
должны составлять одинаковые углы с
промежуточным валом, а вилки на обоих концах
промежуточного вала должны лежать в одной плоскости.
Синхронность достигается также применением
специальных синхронных шарнирных муфт или
сдвоенных муфт.
Следует отметить, что неравномерность вращения
ведомого звена муфты при равномерном вращении
ведущего звена имеет место и при использовании
других типов муфт (зубчатых, упругих), но из-за;
небольших угловых смещений валов обычно не
учитывается. При эксплуатации муфт при больших
угловых скоростях вращения, значительных крутящих!
■моментах, передаваемых трансмиссионным валом,;
возникающие при этом крутильные и изгибные коле-;
бания могут существенно сказаться на ресурсе ва-;
ла. |
В вертолетных трансмиссиях шарнирные муфты в!
последнее время используются главным образом для]
привода вспомогательных агрегатов силовой уста-]
новки (вентиляторов, коробок приводов и т. п.).

Упругие муфтм с неметаллическим
упругим элементом
Муфты, в которых в качестве упругого элемента
используются неметаллические звенья (втулки,
вкладыши, диски), широко известны. Применение
таких муфт в трансмиссиях вертолетов Ка-25К,
Ка-26, S-58 и других получило положительную
оценку при эксплуатации.
Высокая эластичность, стойкость к воздействию
химических и физических факторов, хорошие
амортизационные свойства — все эти качества резины —
при использовании ее в качестве упругого элемента
позволяют создавать компактные, надежные и
простые в эксплуатации муфты.
Эти муфты состоят из двух металлических
полумуфт, а резиновые элементы формируются в пресс-
форме, где одновременно с вулканизацией резины
происходит приклейка блоков к лопаткам
полумуфт.
Следует отметить, что резиновые блоки в упругих
муфтах работают, как правило, только на сжатие
(Ка-26, S-58). Дело в том, что несущая способность
упругих элементов из резины, работающих на
сжатие, в пять раз выше по сравнению с элементами,
работающими на растяжение, сдвиг или кручение.
Это обусловлено особенностями резины, как
конструкционного материала.
Расчет упругих муфт
Этот расчет включает:
определение геометрических размеров
металлических и резиновых элементов муфт;
определение параметров жесткости упругих муфт.
п
где q-.
2Р
а
ЗЛ1кр
(2# 4- г)г
5)
Рис. 2.42. Схема нагружения лопаток полумуфт:
а— нагружеиие лопаток внутренней полумуфты; б — иагружеяве
лопаток внешней полумуфты
При тензометрировании экспериментальных муфт
вертолета Ка-25К были получены зависимости
изгибающего момента в лопатках полумуфт от
крутящего момента и приближенные формулы для
определения Мизг:
а) для внутренней полумуфты (рис. 2.42, а)
М -&-•
б) для внешней полумуфты (рис. 2.42, б)
М =ii2
*"изг— _ '
z — число лопаток на каждой полумуфте; Р —
усилие, приходящееся на одну лопатку.
Из схемы муфты видно, что усилие, действующее
на одну лопатку, складывается из силы от сжатия
резинового элемента и силы от растяжения
соседнего резинового элемента.
Экспериментальные работы позволили установить
соотношение этих сил для рассматриваемой муфты,
в результате чего были определены напряжения из-'
гиба и максимально действующие напряжения ежа-'
тия и растяжения. При действии максимального
крутящего момента они составили:
для внутренней полумуфты
„max ^480 МПа;
для внешней полумуфты 0^ = 240 МПа;
и соответственно:
aSx = 3,7 МПа;
Анализируя эти результаты, можно отметить
большую неравномерность нагружения (сжатия и
растяжения) резиновых блоков, а также то, что
лопатки звездочки нагружены вдвое больше, чем
лопатки обоймы.
Большая неравномерность нагрузки резиновых
блоков и значительная абсолютная-величина
напряжения растяжения, по-видимому, и явилась
причиной разрушения резины (растрескивания
растянутых блоков) в упругих муфтах при испытаниях.
Этому способствовало и отсутствие зазора по
наружному диаметру резиновых блоков.
Как известно, возможность свободной
деформации резиновых элементов в плоскости,
перпендикулярной силе нагружения, является обязательным
требованием при проектировании резинометалличес-
ких деталей. По результатам этих работ была
разработана и внедрена модернизированная упругая
муфта, в которой блоки работают только на сжатие,
были учтены и другие отмеченные недостатки.
Аналогичные работы были проведены и с
опытными муфтами трансмиссии вертолета Ка-26. Были
определены поле распределения изгибающих
напряжений лопаток полумуфт и напряжения сжатия, по
площади резиновых блоков муфт.
Для муфт трансмиссии вертолета Ка-26 величина
изгибающих напряжений изменялась по высоте
лопатки от 270 до 400 МПа, а напряжение сжатия
соответственно 2,04 ... 2,84 МПа.
Основные рекомендации, полученные в
результате тензометрирования элементов муфт, проведения
ресурсных и эксплуатационных испытаний, можно
свести к следующим:
а) соотношение наружного и внутреннего
диаметров блоков не должно превышать 1,8 ... 2;
б) с достаточной для практики точностью можно
принимать, что все резиновые блоки воспринимают
одинаковые силы от крутящего момента
zRcf
43

где Д1кр — крутящий момент, действующих на муф-
ту; z — число блоков; ЛхР =—-—>
в) ширина блока определяется величиной
допустимых напряжений сдвига для резины (в
рассматриваемых конструкциях b/R = 0,2 ... 0,4);
г) напряжения сжатия в блоках необходимо
принимать, равное 1,5 ... 2,5 МПа (меньшее значение
для быстроходных муфт), напряжение сдвига т =
= 0,08... 0,14 МПа;
д) допускаемое угловое смещение (монтажное)
составляет 20' ... 30', для быстроходных муфт —
10' ... 15' (при эксплуатации оно увеличивается в
1,5 ... 2 раза).
Расчет параметров жесткости
упругих муфт
Характеристики, жесткости упругих элементов
муфт вертолетных трансмиссий являются
важнейшими характеристиками, без знания которых
нельзя не только определить крутильную жесткость
проектируемой трансмиссии, но и правильно
сконструировать муфту.
Так, для выполнения основного требования при
конструировании резиновых элементов муфт —
свободного изменения под действием нагручки формы
резинового элемента — необходимо точно знать
величину деформации резиновых элементов под
нагрузкой, нужную для определения необходимых
зазоров, обеспечивающих свободную деформацию
резиновых элементов.
В работе [91] предлагается зависимость при
расчете на сжатие:
P=EyFs;
£у=60(1+Ф2),
где Р — сила сжатия; F — начальная площадь
резинового элемента; Еу — условный модуль
упругости резинового элемента; G — модуль сдвига рези^
ны; Ф — фактор формы деформируемого
резинового элемента; s=Ah/h — относительная деформация
сжатия.
Фактор формы Ф, представляющий отношение
площади основания резиновой детали к площади
боковой ее поверхности, определяется по
формулам:
для цилиндрических деталей
^ я£>2 D
Ф= = —г;
4я£)А 4 А
для деталей прямоугольной формы
ф = а±
2h{a + b) '
Определение деформаций растяжения и сдвига
допустимо с использованием известных формул
закона Гука, если деформации не превышают е =
= 0,15 ... 0,2 — для растяжения, и ie = 0,3 ... 0,4 — для
сдвига. ■
В определении характеристик жесткости упругих
муфт особый интерес представляют: а) крутильная
жесткость; б) радиальная жесткость; в) изгибная
жесткость; г) осевая жесткость.
Кроме этого, может интересовать жесткость
муфты при действии на нее группы нагрузок (жесткость
на изгиб предварительно скрученной муфты и т. п.).
Аналитическое определение радиальной, изгибной
жесткости дает возможность конструктору до. изго-]
товления экспериментальных образцов упругих муфт!
оценить собственную частоту изгибных колебаний^
соединительных валов трансмиссии вертолета, атак-;
же определить те нагрузки, которые возникают при
работе соединительных валов на вертолете
(изгибающие моменты от перекоса упругих муфт и
осевые силы, возникающие вследствие взаимного пере-;
мещения агрегатов, соединенных трансмиссионным
валом) в условиях эксплуатации.
Жесткость упругого элемента муфты
Для определения зависимостей, определяющих
характеристики жесткости упругих муфт,
рассмотрим деформацию одного упругого элемента муфты.
Для этого поместим упругий элемент муфты в
следующую систему координат (рис. 2.43).
Рис. 2.43. Расположение упругого элемента муфты в системе
координат
Рассмотрим некий прямоугольный элемент и
определим его параметры жесткости (рис. 2.44).
Прикладывая к поверхности П силу Pv, имеем
P,. = EvFk, где F — ab, s = Av/v, а жесткость по
направлению силы Pv будет:
С -— Pv = EvFbv _ EVF
Д« hbrt А
При растяжении Ev = Et где Ev и Е — модули при
сжатии и растяжении резины.
Прикладывая к поверхности Я силу Ри, получаем
зависимость Pu=GFy, где F = ab; y = &u/h.
Жесткость по направлению действия силы Ри
Cu= — И С„ — ——.
Дк А
По аналогии жесткость по направлению действия
силы Pw равна:
Cw=——, так как Cu=Ck=Ck\ Ch=——.
А А
По аналогии жесткость по направлению
действия силы Рт равна:
Cw = ——, так как Ctt=Cw = Ck; Ck=——.
а А
44

Далее, приложим к поверхности П моменты:
а) момент Mai (рис. 2.45).
М,
ЕгаЧ
12Л
W Е
ЛГ
Ес + Ер
у= 2 ;
£с + Ер abs
2 12А~
в) прикладывая к поверхности П момент Меи по
аналогии (рис. 2.47)
Ес + Ер ab*
С„,-=-
I2A
Рис. 2.44. Условный прямоугольный упругий элемент
Если а*фЬ*, то меньший размер упругого
элемента муфты обозначается а*, а больший Ь*, т. е. 6*^
dMai=dPai и;
dPai=Qa*ydu, так как yt=du/h.
Тогда (dPal=QFy)
Ga*diu2du
Растяжение
Рис. 2.47. Схема нагружения условного элемента моментом
Mt
9 i
dMal=-
6*/2
2 —^-^-' \ u2du, так как
о
Мл1
J 3 \ 2 / 24 '
то ЛГ_,= а,.
"' 12А '
J,
'
'«£
иг.
J" 3
>
Рис. 2.48. Схема замера осевой жесткости муфты
Жесткость упругой муфты
Определим осевую, изгибную, радиальную и
крутильную жесткости муфты.
Жесткость (рис. 2.48) муфты в осевом направле-
г
нии. Принимая Ди,= Дд; и Px=~SCxL.x, получим
г р* — аРг с ааЬг
х~ hx ~ А ' х~ яср
— жесткость муфты в осевом направлении; z—
число упругих элементов муфт.
Жесткость муфты в радиальном направлении.
Приложим к муфте радиальную силу Ру. Тогда
деформация составит Ау (рис. 2.49).
9i, Mcfi
Растяше*
'ние
Рис. 2.45. Схема нагружения условного элемента моментом
Ма.
Рис. 2.46. Схема нагружения условного элемента моментом
Mai
Жесткость по направлению приложения момента
М . б?я*6*з
аг
12А
. б) прикладывая к поверхности Я момент Мф;-
(рис. 2.46), по аналогии имеем: dM,(,i = dPtpiw;
dPri = Eyb<$dw;
.г, Eybf/wdw wyt
dP9l= , где р= ;
A ft
EybyiwMw
E b ф
0
Рис. 2.49. Схема нагружения упругого элемента муфты
радиальной нагрузкой
Составляющие Дг/ на оси 0\Wi и 0|i>,- будут
Щ = А.у cost;; Дяу,- — Дг/sin <!»,•,
а силы Pvl=Cvky cos <{),•;
Pwl=CxAy sinty;.
Спроектировав силы PVi и PWi на ось Оу, имеем:
pyi=ры cos q>, + Яы sin ф„
или Pyl={Cv cos^-fCjr з1п24»()Дг/.
z
Радиальная сила муфты Pyz=^.Pyt-
45

Угол расположения упругих элементов 1^=-^-.
г
г
С учетом известной зависимости 2Cos2<h—
Моменты этих нагрузок относительно оси Oz:
Мог, = {Сх /%,siii2 ф, +С. cos2 fc -\-Сы ski fc) + Да;
*-i
М.
= 2sin2,i'=~f" и того'
что при действии радиаль-
ной силы модуль упругости резиновых элементов
р 1 р
будет определяться как£„=—- L(
в итоге получаем Ру=-^-{С„-\-Ск)ку,
а радиальная жесткость муфты
г (Ес + Ер-)аЬ Gab л
I 2ACp Аср J
так как С„= г_, то
Да
\ Аср
Оа***з
Яс + £р ябз
J2A,
'ср
12А
"2"
4«
'»"
ИЛИ
с учетом EV=E и £"c=6G(l-|-02)
имеем С \™0+ **> + £ +ol-***..
У L 2 ^ J 2Acp
Крутильная жесткость муфты. При действии
момента М9 имеет место поворот на угол А<р. При этом
упругие элементы муфт получают деформации
Дг>,=Д<Р#ср;
Д<р*=Д<р.
Зная жесткости упругого элемента, можно
получить выражение для определения соответствующих
сил и моментов:
р„,=адсрд<р;
Moxi= (C„tf2p+Cw) ДТ;
1=1
или Сл=\о(аЬЯ* +Д!^3Ь[бО(1+Ф2) + £1«^ г
* И срХ 12 jT 24 Ja£-
В табл. 2.9 приведены основные расчетные данные
по ряду упругих муфт.
Муфты с упругим металлическим диском
Муфты состоят из двух полумуфт и упругого
звена, состоящего из набора тонких стальных
пластинчатых дисков, скрепленных болтами с полумуфтами
(рис. 2.50). '*
УММ/УМ/ШТЬм/м/тЯШ*
чуя//////////;///»г1ЛшиЗф>.1
Aff=(c./gp+c*X**p; су=-
м,
ср
А?
с,-
Е<лЪ
*ср
£с + £Р (fib
^ср
12А,
Ср
■)'
ИЛИ
С,=[бО( 1+ Ф2)R\v+ \т±*$±вдл _£*£_
L « J Аср
Изгибная жесткость муфты (например,
относительно еси Oz) определяется аналогичным методом.
Приложим к муфте изгибающий момент Ма, от
которого муфта повернется на угол Да. При этом
упругий элемент муфты получит следующие
деформации:
Ди,- = — Да/?ср sin ф,;
Да,=Да cos^;
Д0г= —Да sin фл
Нагрузка на упругий элемент будет:
pui=— <V?cpAasinfc
Afe,-=Ce/Aacosil»,-;
Mbi= —Cuha sin ty.
46
Рис. 2.50. Конструкция муфты с упругим элементом в виде
набора стальных дисков:
/, г —полумуфты; 3 — набор стальных дисков; 4 — рессора; 5 — шлн-
цевое соединение
Такие муфты, радиальная и крутильная
жесткость которых соизмерима с радиальной и
крутильной жесткостью соединяемых валов, могут
использоваться для передачи больших крутящих моментов
при значительных окружных скоростях, обеспечивая
надежность и необходимый ресурс трансмиссии при
минимальных затратах на эксплуатационный уход.
Основной трудностью при расчете этих муфт
является расчет на прочность упругого диска и
определение характеристик жесткости муфты.
Известны аналитические зависимости для
определения наибольших напряжений в упругих дисках,
вызванных [89J:
А Мко
крутящим моментом а=—8 у ;
kzhRi
угловым смещением о = - J ;
«To

Основные параметры упругих муфт вертолетов
Таблица 2.9
Параметр
S-58
Муфта главного
вала
Муфта
хвостовой
трансмиссии
Ка-25К
Муфта главного вала
первой модификации
второй модификации
третьей модификации
Ка-26
Муфта главного вала
ЛСрах. Н-м
Пк, об/мин
Сеж/'(Траст
Беж
Уел* при 20'
Тодв, МПа
С^Ю'.Нм/рад,
С*104, Н/см
Св, Ям/рад
Су 104, Н/см
М™ах Нм
Р""* , Н (при
перемещении
0,5 мм)
Масса муфты Q,
кг
Q/Af„p, кг/Н-м
v
3650
2800
20/-
0,05 ...0,1
0,1. ..0,15
0,22
23,3
3,14
2350
13
13,5
1570
4,8
0,00131
400
2500
20/—
0,05 ...0,1
0,1 ...0,15
0,22
2,3
1,28
1235
5,16
7,1
644
0,4
0,001
, . hep
kV>
Ь
VWM.
*8Щ
•о
м
ч
340
19000
20/4
0,05... 0,1
0,1 ...0,15
0,22
1,5
1,83
3060
6,5
9
910
0,76
0,00224
340
19000
20/—
0,05 ...0,1
0,1 ...0,15
0,22
0,66
0,85
573
2,98
3,2
428
0,78
0,0022
340
21000
20/—
0,05... 0,1
0,1 ...0,15
0,22
0,823
0,94
672
3,37
5
470
0,78
0,002294
2700
900
18 ... 22/—
0,05... 0,2
0,1 ...0,15
0,18... 0,22
(6,5... 10,3)
(1,59 ...2,46)
5700
(5,8... 9,4)
33
1400
3,26
0,03121
Примечания. 1. Материал полумуфт вертолета S-58 — алюминиевый сплав, вертолетов Ка-25К и Ка-26 —сталь 40ХНМА.
2. Марка резины, применяемой в муфте главного вала вертолета Ка-26— 2462.

радиальным смещением о =
В%е
осевым смещением а =
Y1R
ЗЕк/Ф(и)
, %Л2
где А — число пальцев полумуфты; z — число
дисков; R — радиус расположения пальцев муфты; h —
толщина диска; Е~ модуль упругости; ф —угловое
смещение осей валов; ф —угол, определяющий уп-
крутильная жесткость
C^AckEhR2;
изгибная жесткость
\,l5E6hbzk
v> m ■ ■■■ *
радиальная жесткость
Л?3
5
V
9,-1,48
vH
\ \ 1
.¥*■
,0,9В
ч.
?/*№
0,79
^5
,
с.=
BcEhkz
12
осевая жесткость
2,\bEbh*zkF(u)
(?о*)3
0/1 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 b/R *>J S'5 °>7 "°'BblR
Рис. 2.51. Зависимость коэффициента А от соотношения b/R
Рис. 2.52. Зависимость коэффициента В от соотношения Ь/#
ругую часть-диска **ежду-двумя смежными-нальадк
ми; Аа и Ва — безразмерные коэффициенты; ей/ —
радиальное и осевое смещение валов;
Ф(и)—безразмерный параметр, зависящий от и.
100
80
60
40
30
20
10
8
6
4
3
1
^J
-*Р*
-^Г
==ЗШ--
То \
Ни),<Р(и)
ц
s
у
1
■
. .
Г,
1
<£М.
i
1
0123Ь567и
ОА ЯП 0.6 0.7 ОЙ ПО 1П
Рис 2.53. Зависимость F(u) и Ф(и) от и
Рис. 2.54. Зависимость коэффициента Ас от соотношения bjR
Коэффициенты Ас и Ва определяются по рис. 2 51,
2.52. - У
Параметры Ф (и) определяется по графику на
рис. 2.53 в зависимости от величины и,
где в= 1,9^^
Параметры жесткости муфты вычисляются по
следующим зависимостям:
48
0,3 0,1 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 b/R
Рис. 2.55. Зависимость коэффициента
Вс от соотношения bjR
где Ас и Вс — безразмерные коэффициенты; Ъ —
ширина сечения кольцевого диска.
Безразмерные коэффициенты Ас и В0
определяются по рис. 2.54 и 2.55.
Конструкция муфты рассматриваемого типа
представлена на рис. 2.50.
Конструкция и расчет рессор
трансмиссионных валов
Рессоры вертолетных трансмиссий представляют
собой трубчатые валы.
По данным работы [111J, масса трансмиссионных
валов на 60 ... 70% определяется массой рессоры. На
выбор оптимального соотношения наружного
диаметра рессоры и толщины ее стенки, кроме массы,
оказывает влияние и конструкция самого
трансмиссионного вала, особенно конструкция
стыковочных узлов рессоры с муфтами, расположение и
конструкция промежуточных опор.
Так как большинство эксплуатационных
разрушений рессор являются усталостными, то на их
сопротивление усталости обращают особое внимание
при выборе допускаемых напряжений кручения и
изгиба.
Наиболее ответственными местами рессоры
являются ее стыковочные узлы.

Получили распространение два ,типа соединения
^стыковочных узлов рессоры с муфтами — фланце-
рое (болтовое) и шлицевое (рис. 2.56 и 2.50).
Так как использование призонных болтов во флан-
|цевом соединении затруднительно по соображениям
удобства монтажа и демонтажа при эксплуатации,
f6(ViTbi крепления фланцев устанавливаются с зазо-
рром, что, однако, приводит к необходимости прижи-
[мать стыковочные фланцы усилием,
обеспечивающим момент трения между ними, превышающий
'эксплуатационный крутящий момент.
ESS
'^^SSSSSSSSSfK
ч'чУчччуччт'К^
/=1,'2, 3,...,
где g — ускорение свободного падения; Е — модуль
упругости; / — момент инерции; q — нагрузка на
единицу длины; / — длина вала.
Как правило, величина первой критической
частоты вращения превышает максимальную
эксплуатационную частоту вращения вала минимум в 1,5...
2 раза.
Известно, что для быстровращающихся валов
проводят расчет на колебания. В работе [123]
предложена номограмма для такого расчета. Первая
номограмма (рис. 2.57) построена для определения
критической частоты вращения лк для ненагружен-
ного вала длиной / (мм) и диаметром d (мм) на
двух самоцентрирующихся опорах.
Номограмма построена по формуле
п ^0,08— об/мин.
Если вал нагружен радиальной силой Pi на
расстоянии h от опоры, то критическая частота враще-
Рис. 2.56. Фланцевое крепление муфты с рессорой:
/ — муфта; 2 — рессора; 3 — болт крепления
Основными материалами, из которых
изготавливаются рессоры, является сталь 40Х2Н2МА
(40ХНМА) и 18Х2Н4МА (18ХНВА), а также
титановый сплав ВТЗ-1 и алюминиевые сплавы.
Максимальные напряжения кручения в рессорах
из стали не превышают 200... 250 МПа.
Важным расчетом рессор трансмиссионных
валов вертолета является определение критической
частоты вращения.
Находят частоту собственных изгибных
колебаний вала и сравнивают ее с частотой возмущающей
силы (частотой вращения вала). Совпадение
указанных частот или их кратность означает наличие
резонансных явлений, нежелательных или даже
недопустимых в процессе эксплуатации вала.
Определение частоты собственных колебаний
сводится к решению дифференциальных уравнений и
нахождению бесконечного ряда собственных частот.
Практическое значение имеет первая критическая
частота вращения — первая частота собственных
колебаний.
На величину критической частоты вращения,
кроме жесткости рессоры, влияют упругость опор и их
конструкция, наличие осевых (продольных) сил,
действующих на вал в процессе эксплуатации, и ряд
других факторов..
В процессе конструирования в зависимости от
расчетной схемы закрепления вала на опорах
определяют ряд его критических скоростей, затем при
расчете всей трансмиссии вертолета на крутильные
колебания определяют вероятность возникновения
резонансных явлений.
Так, например, величину критической частоты
вращения для главного вала вертолета Ка-26
определяем по формуле:
4—1662
V-16
-14
-12
— 10
—5
-1
—3
-
-2
-
-1
СС. 11*
I—50
-40
-зр
_2£_^
-
-10
-S
-и
-3
-2
-1
,,мм
-200
-300
-
~500
—1000
-
-2000
-3000
-
-5000
-10000
-га ооо
Лк,об/мин
1ОО00 -
-
-
юоа -
.
ч
-10
-5
~8 а
-,0'7
—5
—е
— * о
-К)'*
-5
-в
— * г
-ю-*
-г
-3
- 4
-f
— Л
Юо-^-'ю-"
п, 1
Off/AfU// П2
~
Г5О0ОО—
30000—
„
15000-
1200 -
дао -
600-
зоо->
- 9000
- 8000 _s^
тЗООО
-1500
-1200
- 900
- 500
- 300
L,mm lt,M"
Ц
а-
<-300
—50/1
рЖЯ
1200
1500
К
\
3000-
ьоио
9000
—45000
—4500 ~?"
- 4050 ^s^
-Ma ^^
- 1700 ^^
- 2Z50
^1800
- 1350
- 350
- 450
1ООО0-
5000-
1000
sbTT—
100-
\
— 500
— 40О
г-375
~3S0
-ЗОО
—250
— 125
— 100
- 75
— 50
-75
6/мин
Рис. 2.57. Номограмма для
определения критической скорости
вала
49

ния tii=-— 1/ —— ,где k — коэффициент. Ес-
ли приложено несколько нагрузок, то критическую
скорость находят по формуле
J L4--L4-L4. -I-J--
-2 „2 I „2 "Т „2 I '"Т „2"
Я, «О «1 «^ "я
На номограмме приведены примеры решения
таких задач.
Все рассмотренные ранее трансмиссионные валы
вертолетов являются «докритическими». Однако
известны конструкции валов, работающих в «закрити-
ческой» зоне, т. е. их рабочие частоты вращения
превышают первую критическую частоту вращения.
Применение таких валов, кроме ряда
преимуществ, представляет и ряд существенных трудностей
(переход через зону критической частоты вращения
при эксплуатации, сложность демпфирующих
устройств и т. д.), ввиду чего широкого применения они
не получили.
2.3. ПОДШИПНИКОВЫЕ УЗЛЫ ВЕРТОЛЕТНЫХ
ТРАНСМИССИЯ
В подшипниковых узлах вертолетных
трансмиссий используются различные типы подшипников
качения. Подшипники скольжения используются
весьма редко, а в последних конструкциях лишь во
вспомогательных устройствах (маломощные приводы,
элементы управления и т. п.).
Ресурс и надежность трансмиссии вертолета
в значительной степени определяется ресурсом и
надежностью подшипниковых узлов. Высокая
надежность и необходимый ресурс подшипниковых узлов
обеспечивается благодаря применению
высококачественных подшипников, изготовленных по
специальной технологии, и рациональным конструированием
самого узла.
Рассмотрим особенности подшипниковых узлов,
используемых в вертолетных трансмиссиях,
примеры выполнения таких узлов, а также некоторые
основные рекомендации по расчету.
Основные особенности подшипников
качения, используемых
в вертолетных трансмиссиях
Особенности подшипников качения, используемых
в вертолетных трансмиссиях, определяются
областью, их применения .и характеризуются
ограниченными габаритными размерами, наименьшей
массой, высокой динамической грузоподъемностью и
повышенной надежностью в течение установленного
ресурса.
Подшипники, используемые в вертолетных транс- /
миссиях, — это, как правило, тяжелонагруженные
,узлы, часто специально спроектированные для
определенных условий эксплуатации.
По сравнению с подшипниками, применяемыми
в трансмиссиях других транспортных машин,
авиационные подшипники обычно изготавливаются по
специальным техническим условиям; они имеют
относительно ограниченный срок службы и
повышенную надежность работы.
Например, под долговечностью подшипников в
автомобилях по ГОСТ 18855—73 понимают время,
в течение которого не менее 90% подшипников дан-
50.
ной партии отрабатывают при одинаковых условиях
испытания без появления признаков усталости
металла.
Для подшипников, применяемых в авиационных
узлах, не менее 98% подшипников в партии должны
иметь удовлетворительное состояние.
В авиационных подшипниках используют
высококачественные материалы (стали электрошлакового
переплава или вакуумной выплавки), массивные
сепараторы, изготовленные с учетом работы
подшипника в узле; коррекцию формы тел качения («бом-
бинирование» роликов) и, наконец, повышенную
точность элементов подшипника и больший объем
контролируемых параметров как геометрических,
так и технологических.
Кроме того, в авиационных узлах широко
используют специальные подшипники (с разъемными
кольцами, сдвоенные шариковые и т. п.).
Примеры выполнения подшипниковых
узлов вертолетных трансмиссий
Подшипниковые узлы в зубчатых передачах с
цилиндрическими зубчатыми колесами. На рис. 2.58
показана конструкция подшипников узлов главного
редуктора вертолета Ми-2.
Как видно, в этих узлах использованы в основном
роликовые подшипники.
На рис. 2.59 показана конструкция опор
цилиндрической зубчатой ступени главного редуктора
вертолета Ка-25К, а на рис. 2.60 показан
подшипниковый узел сателлита этого редуктора.
Подшипниковые узлы в зубчатых передачах с
коническими зубчатыми колесами. На рис. 2.61 и 2.62
представлены конструкции подшипниковых узлов
в промежуточном и хвостовом редукторах.
Как видно, из этих конструкций, восприятие
осевых усилий и осевое фиксирование конических
зубчатых колес обеспечивается применением
специальных сдвоенных радиально-упорных подшипников
с разрезным внутренним кольцом или радиально-
упорных шариковых подшипников с разрезным
внутренним кольцом.
Подшипниковые узлы выходных валов главных
редукторов вертолетов. Эти узлы воспринимают
значительные осевые и радиальные усилия и работают
при сравнительно небольших окружных скоростях.
На рис. 2.63 представлен пример конструктивного
выполнения подшипниковых узлов выходного вала.
Вопросы конструирования
подшипниковых узлов
Конструирование подшипниковых узлов
проводится одновременно с конструированием других
элементов трансмиссии и определяется общими
требованиями к конкретному узлу трансмиссии.
После создания общей компоновки агрегата
трансмиссии определяются кинематические, силовые
и эксплуатационные характеристики
подшипникового узла, система смазывания.
Проводится ряд расчетов по определению
ресурса подшипников узлов, жесткости картеров,
требуемого количество смазочного материала и т. п.
Качество конструктивной проработки определяется
длительными стендовыми и натурными испытаниями,

\
'//>>/////>//; J;-7-7-r*
Рис. 2.58. Главный редуктор ВР-2Б (поперечный разрез):
/ — корпус; 2 —вал; 3 —крышка; 4—ведомое зубчатое колесо третьей ступени; 5 — вал несущего виита; в — суфлер; 7 — ведущее
зубчатое колесо третьей ступени; 8 — откачивающий маслопасос; 9 — ведомое зубчатое колесо привода хвостового вала; 10— ведущее
зубчатое колесо привода хвостового вала; // — корпус; 12—нагнетающий маслоиасос

при которых выявляют и устраняют недостатки в
работе подшипниковых узлов.
В работу по доводке подшипниковых узлов
трансмиссии входит:
Рис. 2.59. Подшипниковые узлы быстроходной ступени
главного редуктора вертолета Ка-25К
уточнение посадок внутреннего и наружного
кольца подшипника или осевого зазора (у регулируемых
подшипников);
Рис. 2.60. Опора
сателлита главного
редуктора вертолета Ка-25К
изменение жесткости корпусных деталей, гильз
и т. д.;
Рис. 2.61. Опоры конических зубчатых колес промежуточного
редуктора трансмиссии вертолета Ми-6
улучшение охлаждения деталей подшипника
путем регулирования количества смазочного
материала, регулирования положения жиклеров, улучшения
дренажа масла и т. п.;
внедрение усовершенствованных подшипников,
с сохранением размеров и типа подшипника. Эти,
усовершенствования касаются обычно тел качения
(бомбинирование роликов, повышенная селекция
шариков и т. п.), конструкции сепаратора или его
материала и покрытия, а также внутренней геометрии
подшипника (изменение величины зазора, угла
контакта и т. п.), класса точности подшипника;
смена типа или размера подшипника, а также
изменение способа фиксирования подшипника в
корпусе и на валу.
Эти доработки подшипниковых опор являются
следствием всесторонних стендовых, ресурсных и
летных испытаний редукторов, испытаний их в
условиях крайнего севера, тропиков и моря.
Некоторые дефекты выявляются лишь при
передаче опытных редукторов в серийное производство
из-за различия в технологии изготовления или
сборки редукторов.
Выбор и расчет подшипников
Подшипники являются почти единственными
узлами трансмиссии, по которым имеется
установившаяся и регламентированная методика выбора
и расчета.
В настоящее время принята методика по выбору
и расчету подшипников качения, изложенная в
международном стандарте ISO/TC4.
Долговечность подшипника определяется
усталостным выкрашиванием на одной из деталей
подшипника. Она характеризуется динамической
грузоподъемностью С. Связь между циклами нагружения,
нагрузкой и динамической грузоподъемностью
выражается эмпирической зависимостью
L=(C/QY,
где L — число миллионов оборотов за расчетный
срок службы; Q — приведенная (расчетная)
нагрузка на подшипник; С — динамическая
грузоподъемность подшипника (находится по каталогу); а=3 —
для шарикоподшипников; а = 3,33— для
роликоподшипников.
Приведенная нагрузка — это условная постоянная
радиальная нагрузка, при которой обеспечивается)
та же долговечность, какую подшипник имел бы при
реальном нагружении.
Приведенная нагрузка определяется по формуле
- Q=(XKKR±VA)I<6KT,
где R, А—радиальная и осевая нагрузки; X, Y —
коэффициенты радиальной и осевой нагрузки
(безразмерные); Кк — безразмерный коэффициент
вращения (при вращении внутреннего кольца Кк=1,
наружного — Лк=1,2); Кб — коэффициент
безопасности; Лт — температурный коэффициент.
Приведенная нагрузка для роликоподшипников
с короткими цилиндрическими роликами
Q^RKbKrK*.
Приведенная нагрузка для радиально-упорных
подшипников с углом контакта р = 45°
Q={XR+YA)K6Kt.
62

W»>»»»»W?fi/7/y/7,
\hv,>;/»;/;;/;/;;/&<.
Рис. 2.62. Опоры конических зубчатых колес хвостового редуктора трансмиссии вертолета Ми-6
Рис. 2.63. Опоры выходного вала главного редуктора
вертолета Ка-25К
53

Значения коэффициентов нагрузки X и У
указываются в каталоге.
Приведенная нагрузка для упорных
шарикоподшипников и роликоподшипников
Q=AK6Kr.
Эквивалентная нагрузка при переменном режиме
работы, если она изменяется по линейному закону
от Qmin до Qmax, определяется по формуле
Q_ Vmln £ 3Qmax
экв-;— о
При ступенчатом изменении нагрузок и частоты
вращения эквивалентная нагрузка
V&
i + QS^a + ... + Q%Ln
где Qi, Q2, ..., Qn — постоянные нагрузки,
действующие в течение L\, L2, ..., Ln оборотов соответственно;
L=Li + L2+ ... +Ln — суммарное число оборотов, на
протяжении которых на подшипник действуют
нагрузки Qi, Q2, ..., Qn.
Используется понятие о статической и
динамической грузоподъемности.
Под допускаемой статической
грузоподъемностью понимается нагрузка, воспринимаемая невра-
щающимся подшипником, под действием которой
не возникает остаточных деформаций, больших чем
[б]=0,0001 dm или [б] = 0,0001 dp.
Статическая грузоподъемность зависит от
конструкции подшипника, диаметра и числа тел качения.
Статическая грузоподъемность
шарикоподшипников
CQ=K<jzd2m cos p,
где i — число рядов шариков в подшипнике; z —
число шариков в каждом ряду; р — угол контакта
(номинальный, т. е. начальный); dm— диаметр шарика,
dp — диаметр ролика.
Для самоустанавливающихся
шарикоподшипников Ко = 0,34; для радиальных и радиально-упорных
шарикоподшипников /Со= 1,25.
Статическая грузоподъемность для
роликоподшипников
Co=2,2te/8(M4pcosp,
где /Эфф — длина ролика за вычетом фатюк или
ширины проточек; dv — диаметр ролика (средний для
конического и наибольший для бочкообразного).
Статическая грузоподъемность под осевой
нагрузкой для-упорных и упорно-радиальных
шарикоподшипников
где z— число шариков, воспринимающих осевую' на-
* грузку одного направления.
Для роликоподшипников
C0=\Qzl3i,Qdps\n$.
Приведенная статическая нагрузка для
подшипников в условиях одновременного нагружения
радиальными и осевыми силами при п=0... 10 об/мин
Q0=X0R+Y0A и <?=/?.
За исходную величину принимается большее из двух
полученных значений (здесь Х0, Y0 — коэффициен-
54
ты радиальной и осевой статической нагрузки).
Величина этих коэффициентов для радиальных
шарикоподшипников Ао = 0,6 и У0=0,5. Для радиально-
упорных шарикоподшипников при постоянном Хо=
= 0,5 У0=/(р). Так, при р=12...40° величина У0=
= 0,47 ...0,26.
Для самоустанавливающихся шарико- и
роликоподшипников и конических роликоподшипников А'о=
= 0,5; F0 = 0,22ctgp. Для двухрядных подшипников
всех типов величины Х0 и Y0, полученные для
однорядных подшипников, удваиваются.
Динамическая грузоподъемность шариковых
радиальных и радиально-упорных подшипников
представляет собой постоянную радиальную нагрузку,
соответствующую расчетному сроку, равному 1 млн.
оборотов внутреннего кольца подшипника.
Динамическая грузоподъемность радиальных и
радиально-упорных шарикоподшипников
при с?ш^25,4 мм
C=K(i cos $f,Tz*>*4}*\
при dm>25,4 мм
С = К (/ cos р)°-7г°.66 3,647^4,
где АГ=/(—г*-cos^l —коэффициент, зависящий
от геометрии деталей подшипника, точности их
изготовления и материала.
Для однорядных и двухрядных радиальных и
радиально-упорных шарикоподшипников /(=4,76...
6,11 при {dmjD^cos р = 0Д8... 0,20, со снижением К
до 4,92 при (dm/iDo) cos p = 0,40.
Динамическая грузоподъемность для радиальных
роликоподшипников с короткими роликами, а также
для конических и сферических
.. ,( dv cos p \
При -^!l=0,18 ... ,0,20; 0,01; 0,30; АГ = 7,98;
4,66; 7,53 соответственно.
Предельная быстроходность подшипников каче-,
ния яПр — это то наибольшее для данного
подшипника число оборотов, при превышении которого
расчетная долговечность подшипника не
обеспечивается.
Оценка быстроходности производится по
параметру (£>оя)= const, где D0=(D + d)J2.
Величина (D0n) для некоторых типов подшипников со
стальными штампованными сепараторами
Тип подшипника
. [Dan], мм-об/мин
Однорядный радиальный и радиально-упорный
шариковый 5-Ю5
Двухрядный самоустанавливающийся шариковый 4,5-105 .
Упорный одинарный шариковый 1,5- 10s
Роликоподшипник с короткими цилиндрическими
роликами ' . . . 4,5r 105
Конический однорядный 3,0-105
Известно, что подбор подшипников качения
проводится с учетом их динамической
грузоподъемности. При этом расчет и учет неравномерности
распределения нагрузки по телам качения носят
приближенный характер.

Известно, что долговечность подшипника
рассчитывают по эквивалентной нагрузке на ряд:
P=(XVFrJ+VFaj)K6Kv,
где Frj, Faj — радиальная и осевая нагрузки в ряду;
X, Y—коэффициенты радиальной и осевой
нагрузок, зависящие от типа подшипника и величин Frj
И Га] ; V, Кб, /Ст — коэффициенты вращения (для
роликоподшипника V=l), безопасности и
температурный. Радиальную нагрузку на ряд находят по
формуле
Frj=Prli + {^Sak -iSaj) cos2a tg a/Л,
где Fr — радиальная нагрузка на подшипник; г —
число рядов дел качения в подшипнике; 2/Sa*>
So; — осевой зазор суммарный и в /-м ряду
подшипника; a — угол между нормалью к площадке
контакта и плоскостью, перпендикулярной к оси
подшипника; X — ibrlFr — коэффициент
пропорциональности (податливость ряда); 6г=Вбго— радиальная
деформация ряда; В — коэффициент, учитывающий
натяг или зазор в подшипнике; бго = 6,0 • 10-4Q°>9:
: cos a/0,8 — радиальная деформация в зоне
контакта наиболее нагруженного тела качения с дорожкой
качения при нулевом зазоре; t — длина зоны
контакта ролика с кольцом; Q = 5Fr/t'zcosa —
радиальная нагрузка, воспринимаемая при нормальном
радиальном зазоре наиболее нагруженным роликом;
г — число роликов в одном ряду.
С учетом распределения нагрузки по рядам
долговечность роликоподшипника (в миллионах
оборотов или часах) определяют как
/,=(С/Я)1°/3 или Lh=L/{60n),
где С — динамическая грузоподъемность
рассчитываемого на долговечность ряда подшипника; п —
частота вращения кольца подшипника. Если
типоразмер рассчитываемого ряда подшипника
совпадает с типоразмером существующего однорядного
роликоподшипника, то С следует взять по каталогу
для данного подшипника или найти по формуле
C=fc{l cos ay/9.zs'\dfW,
где /с — коэффициент, зависящий от геометрии
деталей подшипников, точности их изготовления и
материала; dp — средний диаметр ролика.
Долговечность подшипника с учетом характера
распределения нагрузки по рядам и телам качения
находится по формуле
где Ьц, Lv — долговечности вращающегося и
неподвижного колец подшипника.
Рассмотрим пример определения долговечности радиаль-
но-упорного конического четырехрядного роликоподшипника
№ 2077160 с вращающимся внутренним кольцом по
существующей и предлагаемой методикам при следующих исходных
данных: /v=0,8 MH; ^a=0,2 MH; 5aI = 0,l mm; 5a2=
==0,15 мм; 5а3=0,1 мм; Sa4=0,3 mm; h=320 об/мин.
По каталогу находим С=2,95 MH; a=12°; z=27; /=
= 54 мм; dp = 35,8 мм; /=0,32, при f„/Fr<e, X=\, Г=2,12.
Ряды рассчитываемого подшипника по типоразмеру
соответствуют радиально-упориому коническому роликоподшипнику
№ 20007160, для которого С=\ МН, е = 0,31, при FajFT->e
» *=0,4; У=1,94.
При расчете по существующей методике эквивалентная
нагрузка на подшипник Р=1,02 МН, долговечность
подшипника L = 34,3 мли. об. или Z,b = 1790 ч.
При расчете по уточненной методике радиальная
нагрузка, воспринимаемая наиболее нагруженным роликом, Q=
= 38 кН. Податливость ряда Я=0,38 мм//МН. При этом
коэффициент й определяется в зависимости от ST ср/6го=
= 25„ cptg a/6ro=l,64. Радиальная нагрузка, приходящаяся
на наиболее нагруженный ряд;
£гз= 0,8/4+ (0,65—4-0,1) cos2 12° tg, 12°/4-0,38= 0,22 МН.
Если осевая нагрузка воспринимается двумя рядами, то
эквивалентная нагрузка Р== 0,282 МН. Долговечность
подшипника L=69 млн. об.; £л=3600 ч.
Видно, что даже при таком упрощенном подходе
по уточненной методике расчета расчетная
долговечность подшипника оказывается почти вдвое
выше. Это, в частности, подтверждается, данными
практики применения многорядных роликовых
подшипников с «плавающими» буртами и лучшими
условиями для выравнивания нагрузки между рядами.
2.4. УПЛОТНЕНИЯ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Входные и выходные валы агрегатов вертолетных
трансмиссий снабжаются уплотнениями
подшипниковых узлов.
Такие уплотнения предотвращают утечку
смазочного материала из внутреннего объема корпуса
агрегата, защищают этот объем от попадания в него
пыли, воды и т. п.
Так как величина скоростей уплотняемых валов
вертолетных трансмиссий изменяется от 100 м/с
и более (на входных валах) до 2...3 м/с (на валах
несущих винтов), то находят применение все
известные типы контактных и бесконтактных
уплотнений.
Применяемые типы уплотнений, не имея
принципиальных отличий от таких же уплотнений,
используемых в различных транспортных машинах, имеют
меньшие габаритные размеры и подвергаются
более тщательному контролю при изготовлении и
испытании.
Контактные уплотнения
В вертолетных трансмиссиях используются
следующие контактные уплотнения: манжетные;
торцевые герметизаторы и уплотнения упругими
металлическими кольцами.
Манжетные уплотнения применяют при
окружной скорости вала 10... 15 м/с. Конструкция и
размеры манжетных уплотнений регламентированы
ОСТ 1.10453—72, однако иногда манжетные
уплотнения (главным образом на большие диаметры
валов) выполняются специальными (рис. 2.64). Спе-
Рис. 2.64. Манжетное уплотнение выходного вала главного
редуктора
55

циальные манжетные уплотнения могут быть
армированными и неармированными. В зависимости от
условий эксплуатации и сорта смазочного
материала они изготавливаются из резины и полимерных
материалов различных марок.
Уплотнение состоит из манжеты и браслетной
пружины, создающей определенный натяг между
валом и рабочей поверхностью манжеты (обычно
предварительный натяг создается в зависимости от
разницы диаметров вала и отверстия в манжете
и от действия пружины).
Величина натяга существенно влияет на качество
уплотнения, величину нагрева и износа
контактирующих поверхностей. Она одновременно служит
фактором неопределенности качества сборки
уплотнения и разброса уплотняющих свойств манжеты.
Торцевые герметизаторы осуществляют
уплотнение вращающихся деталей шайбой, которая
прижимается торцевыми поверхностями к уплотняемой
поверхности на корпусе или валу.
Эти уплотнения отличаются следующими
положительными качествами:
большим сроком службы;
малыми потерями на трение (в 5... 10 раз
меньшими, чем в манжетных уплотнениях);
меньшей, чем у других видов уплотнений,
чувствительностью к радиальному биению вала, а при
наличии сильфона и торцевым биениям вала;
высокой герметичностью;
возможностью надежной работы в любых рабочих
средах, при повышенных температурах в зоне
контакта уплотнительных деталей; ->
возможностью длительной работы без
смазывания, при соответствующем подборе материалов
уплотнения.
Уплотнения применяют на окружных скоростях
до 25... 30 м/с.
Торцевые герметизаторы — более сложное и
дорогое уплотнение, чем манжетное, и их применение
должно быть обоснованным.
Уплотнение упругими металлическими кольцами
(рис. 2.65) применяют при относительно больших
окружных скоростях (до 80... 100 м/с). Уплотнение
состоит из одного или нескольких пружинных
разрезных колец, изготавливаемых из специальных
марок чугуна или бронзы, которые помещаются в
канавках вала и благодаря упругим силам сжатого
кольца контактируют внешней своей поверхностью
с поверхностью корпуса.
Уплотнение требует тщательной обработки своих
элементов и сложной
технологии покрытия колец,
канавок (свинцевание или
хромирование колец,
азотирование канавок и т. п.).
Бесконтактные
уплотнения
В вертолетных
трансмиссиях используют как
статические, так и
динамические бесконтактные
уплотнения.
Рис. 2.65. Уплотнение
упругими металлическими кольцами
56
Статические бесконтактные , уплотнения
(щелевые, лабиринтные) уменьшают зазор между
уплотняемыми деталями и тем самым препятствуют
большим утечкам. Уплотнение работает практически без
затраты мощности. '
Динамические бесконтактные уплотнения
(спиральное, импеллерное) также не устраняют зазор
полностью, но уплотнение в них происходит путем
«отбрасывания» жидкости от зазора, на что
затрачивается определенная энергия.
Так как. проблема утечки масла из внутренних
объемов агрегатов вертолетных трансмиссий стоит
весьма остро в силу специфики эксплуатации
вертолета и использования дорогих сортов масел,
предпочтение отдается бесконтактным уплотнениям
динамического типа или комбинации их с другими
типами уплотнений.
На рис. 2:66 и 2.67 показаны примеры
выполнения уплотнительных узлов вертолетных
трансмиссий ряда вертолетов. Для выбора унлотнений
удобна номограмма (рис. 2.68).
2.5. СМАЗЬГВАНИЕ РЕДУКТОРОВ
Смазочный материал в редукторах предназначен
для уменьшения трения и изнашивания трущихся
поверхностей зубчатых колес и подшипников,
отвода от них тепла, предотвращения коррозии и
надиров, а также для удаления продуктов изнашивания.
Система смазывания редуктора должна
обеспечивать надежное смазывание его подвижных
соединений на всех режимах работы двигателей и полета
вертолета в различных климатических условиях.
Она должна быть герметичной, обладать малыми
расходами и гидравлическим сопротивлением, быть
удобной в эксплуатации.
Наиболее распространены в главных редукторах
вертолетов открытые одноконтурные или двухкон-
турные циркуляционные замкнутые маслосистемы.
В одноконтурной замкнутой системе масло
циркулирует по контуру бак — редуктор — бак. В
редукторе Р-26 (рис. 2.69) маслб из поддона
редуктора /, являющегося одновременно баком системы,
пройдя фильтр-сигнализатор 19, поступает в
масляный насос 4, который подает масло на смазывание
шестерен и подшипников редуктора.
Масло под давлением подается на зубья ведущего
и ведомого конических колес 14, 15, и блочков 9,
к двум верхним подшипникам 10 и //, к игольчатым
подшипникам блочков, на роликоподшипник
ведомого зубчатого колеса 14 и ко всем подшипникам
скольжения, а также к роликам коробки приводов
и ведущей шестерни привода датчика оборотов.
Остальные детали редуктора смазываются
разбрызгиванием масла.
Горячее масло сливается в маслоотстойник,
корпус которого имеет ребра, что улучшает
теплообмен.
Масло заливают в редуктор через суфлер 12,
уровень его определяют масломерной линейкой 13.
Сливают масло через кран 18 в днище поддона
редуктора.
Работу маслосистемы контролируют по датчику
указателя температуры 17, датчику сигнализатора
максимальной температуры 21, датчику указателя
давления 3 и датчику сигнализатора минимального
давления масла 2. Для обнаружения стружки в под-

НЕЕ
€=Е
Рис. 2.66. Динамическое бесконтактное уплотнение вала привода
вентилятора
Рис. 2.67. Комбинированное уплотнение вала винта
V„,m/c
1000
woo
1500 2000 3000 WOO 5000 7000. 11000
пв, п5!мии
Рис. 2.68. Номограмма для выбора уплотнений:
/ — фетровые уплотнения всех типов, в том числе
регулируемые; 2 — самоподвнжные уплотнения нз кожи и пластмассы;
3 — уплотнения по типу поршневых колец; 4 — маслосбрасыва-
ющне бухты; 5 — отбойная резьба; 6 — лабиринты и проточки;
7 — зонт; 8 — радиальный лабиринт
2 1 21 20
19 18 77 W
Рис. 2.69. Маслосистема редуктора Р-26:
/ — поддон редуктора; 2 — датчик сигнализатора минимального
давления; 3 — датчик указателя давления масла; 4 — масляный насос;
5 — форсунка; 6— привод генератора; 7 — привод датчика оборотов;
8 — тормоз; 9— блочок; 10, И— подшипники; 12 — суфлер; 13 — масло-
мерная лииейка; 14 — ведомое коническое колесо; 15 — ведущее
коническое колесо; 16 — магнитная пробка; 17 — датчик указателя
температуры; 18 — сливной кран; 19 — фнльтр-енгналнзатор; 20 —
редукционный клапан; 21 — датчик сигнализатора максимальной температуры

доне редуктора установлены фильтр-сигнализатор
и магнитная пробка.
На редукторе с одноконтурной маслосистемой
вертолета СН-47А для охлаждения масла
устанавливают воздушно-масляный радиатор 14 во
внешней маслосистеме. В этом случае масляный насос 4
по ^трубопроводу подает масло в
воздушно-масляный радиатор, а затем в редуктор на смазывание
трущихся частей (рис. 2.70). >
Рис. 2.70. Маслосистема
переднего редуктора
вертолета СН-47А:
' — сливной кран; 2 — фильтр;
в 3 — редукционный клапан; 4 —•
маслонасос; 5 — датчик
сигнализатора минимального
давления; 6 — сигнализатор
минимального давления; 7 —
указатель давления; 8 — датчик
указателя давления; 9 — сигиали-
111 9 затор максимальной
температуры; 10 — датчик
сигнализатора максимальной температуры;
// — сетчатый фильтр; 12 —
указатель температуры масла;
13 — датчик указателя масла;
14 — воздушно-масляиыЙ
радиатор
В двухконтурных маслосистемах по одному
контуру подается масло на смазывание элементов
редуктора по схеме бак — редуктор, а по второму —
идет охлаждение по схеме бак — редуктор — бак.
В этой системе баком служит поддон, разделенный
на две части: одна — для холодного масла,
поступающего из радиатора, вторая — для горячего
масла, подаваемого в маслорадиатор. По двухконтур-
ной схеме выполнены маслосистемы редукторов
РВ-ЗФ, Р-7, ВР-8 и др.
В редукторе ВР-8 (рис. 2.71) нагнетающая
ступень масляного насоса 6 забирает из нижнего
отсека поддона охлажденное масло и по каналам
в корпусных деталях подает его в фильтр тонкой
очистки 4.
Из фильтров очищенное масло поступает на
смазывание шестерен и подшипников силовой части
редуктора и приводов вспомогательных агрегатов
редуктора и агрегатов вертолета.
После смазывания и охлаждения деталей масло
хтекает в поддон 19, откуда откачивающие ступени
масляного насоса 7 подают его для охлаждения
в воздушно-масляные радиаторы 10. Из радиаторов
масло по трубопроводам вертолетной системы посту-
нает в «холодный» отсек поддона редуктора.
Этот отсек соединен отверстиями в стенках с
общей полостью поддона, а литым каналом — с
отверстием забора масла нагнетающей ступени из насоса.
Подача откачивающей ступени насоса больше,
чем нагнетающей, поэтому избыток охлаждаемого
масла вытекает через отверстия в стенках отсека в
общую полость поддона.
Откачивающая ступень масляного насоса
расположена выше нагнетающей. Поэтому в случае
выхода из строя внешней вертолетной системы
откачивающая ступень масляного насоса выключается, так
как уровень в маслоотстойниках понизится и
смазывание редуктора будет производиться неохлаждае-
мым маслом из аварийного запаса, оставшегося
в маслоотстойнике.
Редукционный клапан 5 на выходе из
нагнетающего насоса служит для поддержания давления
масла в заданных пределах, перепуская излишек масла
обратно во всасывающую полость насоса.
Сетка 14 предохраняет поддон и находящееся
в нем масло от засорения крупными частицами.
Масло в поддон заливают через горловину 15
с фильтром. Уровень масла контролируют по масло-
мериому стеклу 16 с рисками. Слив масла
производится с помощью специальных шлангов 18,
наконечники которых вворачивают в гнезда снятых
магнитных пробок.
Контроль за работой маслосистемы ведется по
датчикам указателя 3 и сигнализатору
максимальной температуры масла 2, датчики которых
установлены в холодном отсеке поддона, а также по
датчику указателя 12 и датчику 11 минимального
давления масла на входе в редуктор. Для раннего
обнаружения стружки в поддоне редуктора
установлены магнитные пробки 17, а в линии подачи масла
к одному из маслорадиаторов —
фильтр-сигнализатор 8.
На некоторых редукторах в линии откачки масла
устанавливают предельные клапаны,
предназначенные для защиты маслорадиаторов и разгрузки
насосов в случае резкого возрастания давления. Это
возможно при запуске в холодное время года.
Иногда в маслосистемах на входе в нагнетающие
и откачивающие насосы устанавливают фильтры
грубой очистки (рис. 2.72), а фильтры тонкой
очистки имеют клапаны, перепускающие
нефильтрованное масло при засорении сеток фильтра и
открывающиеся при заданном перепаде давлений. Например,
на редукторе РВ-ЗФ перепускной клапан
открывается при перепаде, равным 0,08 ...0,12 МПа, при
рабочем давлении 0,15... 0,35 МПа.
Во время работы нагрев деталей редуктора и
вспенивание горячего масла приводит к повышению
давления внутри картера и возможной течи в
плоскостях разъемов картера. Увеличение давления внутри
картера редуктора ухудшает и работу масляных
насосов.
Во избежание этого внутренние полости картеров
вертолетных редукторов сообщаются с атмосферой
через суфлер. Суфлеры представляют собой литые
или сварные патрубки, через которые полость
картера соединяется с атмосферой. Внутри патрубки
имеют лабиринты, препятствующие выбросу в
атмосферу капель масла.
Пропуская воздух из картера, суфлер
задерживает капельки масла, увлекаемые воздухом, и
уменьшает потери масла. /
Для выравнивания давления в редукторе
внутренние полости картера соединяют суфлирующими
отверстиями.
Основные агрегаты системы смазывания
Масляные насосы. Для обеспечения требуемой
прокачки и давления масла обычно применяют
шестеренные масляные насосы, отличающиеся
простотой конструкции, малыми габаритными размерами
и массой, высокой надежностью и долговечностью.
58

В атмосферу
\
v Рис. 2.71. Маслосистема редуктора ВР-8:
• / — отсек охлажденного масла; 2 — датчик сигнализатора максимальной температуры; 3 — датчик указателя температуры; 4 — фильтр
тонкой очистки; 5 — редукциоивый клапан; 6 — маслонасос иагветающий: 7 — маслоиасосы откачивающие; 8— фильтр-сигнализатор; 9 —
вентилятор; 10 — воздушно-масляные радиаторы; //— датчик минимального давления; 12 — датчик указателя давления; 13 — суфлер; 14 —
сетка; 15 — горловниа; 16 — масломерное стекло; П— магнитная пробка; 18—шланг; 19 — поддон
59

В этом насосе (рис. 2.73) две шестерни при
вращении подают масло из всасывающей полости А в
нагнетающую Б. Для поддержания необходимого дав-
Рис. 2.72. Схема маслоотстойника Р-5:
/ — откачивающая ступень; 2 — сетка; 3 — холодный отсек; 4 —
фильтр грубой очистки; 5 — горячий отсек; 6 — нагнетающая ступень
масляного насоса; 7 — отвод масла в радиатор; &—опрессовочный
клапан: 9 — сетчатый фильтр; 10— редукционный клапан; // — подвод
масла из радиатора; 12— магнитная пробка
ления на нагнетающих маслонасосах устанавливают
редукционный клапан 2, который пропускает
излишки масла обратно во всасывающую полость на-
Рис. 2.73. Схема шестеренного насоса:
/ — шестерни; 2 — редукционный клапан; 3 — разгрузочная канавка
_^соса. Тарелка клапана прижимается к своему седлу
пружиной и регулируется на определенные
давления при помощи винта. Откачивающие насосы
редукционного клапана не имеют.
60
Подачу WH шестеренного, масляного насоса
находят по формуле
Wa=2Fbni\-\0r*,
Я
где F=—ld2T — d\ — площадь впадин у зубьев од-
8
ной шестерни; dr и dH— диаметры окружностей
головок и ножек шестерен; b — длина зуба; п —
частота вращения; т) — объемный коэффициент подачи
(обычно ti = 0,8...0,9).
Коэффициент подачи насоса учитывает
повышение фактической подачи масла по отношению к
подаче, вычисляемый согласно геометрическим
размерам шестерен. Он зависит от окружной скорости
шестерен (обычно 5... 8 м/с), давления на входе,
перетеканий через зазоры, вязкости и количества
масла, переносимого зубьями обратно в камеру
всасывания.
С целью получения компактных насосов
применяют коррегированные шестерни с 2=6... 15 и т =
= 2...6.
Ведущую и ведомую шестерни обычно выполняют
с одинаковым числом зубьев. Шестерни насосов
делают из хромоникелевой цементуемой стали
(12Х2Н4А, 18Х2Н4МА и др.), а корпус отливают из
алюминиевого (АЛ4, АЛ9) или магниевого (МЛ4,
МЛ5) сплавов.
В качестве: подшипников для цапф шестерен
применяют бронзовые втулки и втулки из
алюминиевого сплава. Иногда устанавливают игольчатые
подшипники.
Герметичность соединений отдельных деталей
корпуса обеспечивают обработкой сопряженных
поверхностей или с помощью уплотняющих прокладок,
используемых также и для регулирования
торцевого зазора между шестернями и корпусом при
сборке.
При сборке шестеренных насосов торцевой
зазор устанавливают равным 0,03 ... 0,06 мм,
радиальный (при отжатии шестерен в сторону стенки
корпуса)— 0,03... 0,15 мм, зазор в зубьях шестерен —
0,05 ...0,25 мм.
При вхождении зубьев в зацепление масло из их
впадин выжимается. При малых зазорах между
зубьями образуется замкнутое пространство, в
котором может создаваться давление,
расклинивающее шестерни и перегружающее подшипники. Для
устранения этого явления на торцевых поверхностях
корпусов делают канавки, сообщающие область вы-
:оких давлений с камерой нагнетания (см. рис. 2.73).
Разгрузочные канавки обычно выводят в сторону
нагнетания, так как вывод в сторону всасывания
уменьшает КПД на 6...8%.
При скорости шестерен более 8 м/с на заполнение
маслом впадин зубьев влияют центробежные силы,
и т) заметно падает. В процессе эксплуатации
радиальные и торцевые зазоры увеличиваются из-за
неодинакового расширения корпуса и шестерен
и вследствие их изнашивания, что также приводит
к уменьшению г\. К такому же эффекту приводят
уменьшение вязкости и давления на входе,
зависящие от высоты полета, и неравномерная частота
вращения насоса, связанная с частотой вращения
винтов. Поэтому подачу насоса при определении
размеров его шестерен, рассчитанную по формуле,
увеличивают в 1,5... 2 раза.

В-Б
а — редуктора РВ-ЗФ;
качивающей ступени;
В)
Рис. 2.74. Масляные насосы:
б — редуктора PB-8; /, 5 — втулки; 2, 20 — шестерни нагнетающей ступени; 3, 13 — шестерни от-
4, 9—крышки; 6, 15— валы ведущие;7, 4 — оси ведомых шестерен;8, 16, 18, 19— корпусы; 10, 12 —
редукционные клапаны; И —фильтр грубой очистки; 17— проставка
Мощность для привода насоса можно определить
по формуле
N-Ж*.
J¥ и— j
п
где р — избыточное давление, создаваемое насосом;
WH — расчетная подача; т) — КПД насоса (т) =
= 0,89 ...0,90).
С целью уменьшения числа приводов масляные
нгсосы группируют в отдельные агрегаты (рис. 2.74).
На рис. 2.74, а показан двухсекционный масляный
насос редуктора РВ-ЗФ, состоящий из нагнетающей
и откачивающей секций. Ведущая шестерня 3
откачивающей ступени изготовлена за одно целое с
валиком, вращающимся на двух подшипниках
скольжения в корпусе 8 и в верхней крышке 4 масляного
насоса. На нижнем конце валика на шлицах
расположена ведущая шестерня откачивающей ступени
масляного насоса. Верхний конец валика имеет
шлицы для передачи крутящего момента от редуктор-
ной рессоры привода масляного насоса. Ведомые
шестерни нагнетающей и откачивающей ступеней
устанавливают на ось 7, запрессованную в корпусе
насоса.
Подача откачивающей секции примерно в 1,5
раза больше подачи его нагнетающей ступени. При
одинаковой частоте вращения, диаметрах и модуле
шестерни различную подачу откачивающих и
нагнетающих ступеней обеспечивают разной длиной
зубьев шестерен.
Масляный насос устанавливают в поддоне
редуктора на семи шпильках. Вращение масляного насоса
производится валиком, установленном в шлицы
конической шестерни второй ступени редуктора.
Редукционный клапан 10 нагнетающей ступени
устанавливается в резьбовое отверстие нижней
крышки 9.
Трехсекционный насос редуктора ВР-8 показан на
рис. 2.74, б. v ' .
Редукционные клапаны. Они предназначаются
61

для поддержания заданного давления масла (0,35...
0,50 МПа) в нагнетающей магистрали масляной
системы редуктора. Количество масла, проходящее
через редукционный клапан, определяется
разностью между подачей нагнетающего насоса и
расходом масла через редуктор на данном режиме.
На рис. 2.73 была показана стрелками схема
включения в магистраль редукционного клапана,
поддерживающего давление путем перепуска
избыточного количества масла в полость всасывания
насоса.
Рис. 2.75. Зависимость подачи WB и давления рн за насосом
от частоты вращения п (а) и высоты полета Н (б)
При увеличении количества масла, проходящего
через клапан, увеличивается проходное сечение
клапана вследствие его поджатия. При этом для
удержания клапана в открытом положении необходимо
большее давление масла после насоса, так как при
поджатии клапана увеличивается сила натяжения
пружины. Чем больше жесткость пружины и чем
больше перемещение клапана с увеличением
перепуска масла, тем больше давление, создаваемое
насосом.
Работа редукционного клапана и давление на
выходе из насоса зависит от температуры масла,
давления на входе в насос и от частоты вращения.
В начале работы редуктора (рис. 2.75) частота
вращения насоса мала, поэтому подача и давление
ниже заданных, и редукционный клапан закрыт.
При «1 давление масла рн достигает заданной
величины и дальнейшее увеличение частоты вращения
насоса приводит лишь к незначительному росту
давления и расхода масла вследствие перепуска его на
всасывание через редукционный клапан. На участке
кривой W„ показано изменение полной подачи
насоса в зависимости от частоты вращения при
заглушённом редукционном клапане. t
^ Некоторое повышение давления масла с ростом
частоты вращения связано с тем, что для перепуска
большего количества масла необходимо
преодолевать усилие пружины.
С увеличением высоты полета из-за уменьшения
коэффициента наполнения насоса уменьшается его
подача и для поддержания давления редукционный
клапан усилием пружины прикрывает отверстие для
перепуска масла. На высоте Яь где подача насоса
равна расходу масла, редукционный клапан
полностью прекратит перепуски. Дальнейшее увеличение
высоты приведет к снижению подачи насоса и
давления масла.
-^ С увеличением температуры масла понижается
его вязкость и возрастает расход масла через
редуктор. Уменьшение перепуска масла через клапан
вызывает падение давления масла. При холодном
масле перепуск его через редукционный клапан и
давление возрастают. При установке масляного
фильтра после нагнетающего насоса, когда
редукционный клапан поддерживает давление постоянным
после насоса, всякое изменение сопротивления
фильтра, например при его засорении, будет
отражаться на подаче масла. В системах, у которых
редукционный клапан устанавливается после фильтра,
изменение сопротивления фильтра ие сказывается
на подаче масла в редуктор.
На рис. 2.76 показана конструкция редукционных
клапанов редукторов Р-7 (а) и ВР-8 (6). Оба
клапана регулируют на заданное давление изменением
натяжения пружин 4 и 10, осуществляемого с
помощью регулировочных винтов 6 и 12.
а)
Рис. 2.76. Редукционные клапаны:
1, 8 — седло; 2. 9 — клапаны; 3 — тарелка; 4, 10 — пружины: 5, 13 —
корпусы винта; 6, 12 — регулировочные винты; 7 —гайка; // —
колпачок; 14 — корпус редуктора
Масляные фильтры. Они служат для очистки
масла, поступающего в редуктор, от вредных примесей,
приводящих к усилению изнашивания трущихся
деталей редуктора. Такими примесями в масле
являются металлические частицы от изнашивания
деталей,, продукты коксования масла, образующиеся
при высоких температурах, грязь, попадаемая в
масло при эксплуатации (пыль, песок,
металлическая стружка и др.) и вода.
Фильтры тонкой и грубой очистки обычно
изготавливают из металлических сеток.
В фильтрах грубой очистки применяются сетки с
числом ячеек 400...4000 на 1 см2, в фильтрах тонкой
очистки — с числом ячеек 4000...12 000 на 1см2.
В маслосистемах редукторов в качестве
фильтрующих элементов применяются в основном
металлические сетки из проволоки круглого сечения
квадратного переплетения. Характеристики сетки —
диаметр проволоки, размер ячейки, площадь
проходного сечения, материал сетки регламентированы
ГОСТ 6613—73. Номер сетки, выбранной по ГОСТу,
соответствуют размеру сторон ячейки в свету.
Выбор материала сетки определяется типом
выбранного масла и допустимой рабочей температурой.
Наиболее широко применяют металлические сетки
из латуни, фосфористой бронзы,
коррозионно-стойкой стали и никеля.
Основным параметром, который определяют при
проектировании фильтра, является площадь
фильтрующей поверхности F, величина которой зависит
от заданной степени очистки, сорта применяемого
масла, объемной прокачки масла, допускаемого
перепада давлений и заданной продолжительности
работы фильтра без очистки.
Расчет ведут по формуле:
62

где Т^ф — расход масла через фильтр; g — расход
масла через 1 см2 площади фильтроэлемента,
определяемый по формуле g=kAp/ii; Ар — перепад дав-"
лений на фильтре; ц — коэффициент динамической
вязкости; k — коэффициент пропорциональности,
представляющий собой удельную пропускную
способность 1 см2 данной сетки фильтроэлемента при
перепаде давлений 0,01 МПа и динамической
вязкости, равной 10-1 Н • с/м2.
Опыт доказывает, что k сохраняет постоянное
значение в широком диапазоне расхода масла и
перепада давлений.
При отсутствии экспериментальных данных для
применяемых в редукторах сеток 6=15...25 при
перепаде давлений на фильтре 0,01...0,04 МПа.
Если под фильтрующую сетку подложена
перфорированная поддерживающая сетка, то
рассчитанную величину F$ увеличивают в 1,2... 1,3 раза.
Поддерживающие сетки обычно имеют 30...40 ячеек
на 1 см2.
Наиболее компактными и широко применяемыми
фильтрами тонкой очистки являются фильтры с
наборными фильтрующими дисками, боковые
поверхности которых покрыты металлическими сетками.
Набор таких дисков, смонтированных в пакет,
образует фильтр, а количество дисков определяет
величину фильтрующей поверхности.
Фильтры тонкой очистки с мелкими ячейками
отделяют от масла практически любые частицы и
примеси. Однако оии создают большое
сопротивление при сильном их загрязнении или большой
вязкости масла. При запуске в холодное время года
возможен разрыв фильтрующего материала. Для
предотвращения этого в фильтрах устанавливают
предохранительные клапаны, осуществляющие
перепуск масла мимо фильтра при его засорении.
Предохранительный клапан подбирают так, чтобы
он открывался при давлении, величина которого
меньше на 0,02...0,05 МПа минимального рабочего
давления.
В маслосистеме фильтры устанавливают так,
чтобы их можно было легко снять для очистки, не
сливая всего масла. На редукторе РВ-ЗФ фильтр
(рис. 2.77) установлен в расточке прилива верхнего
картера редуктора и благодаря этому при снятии
его масло из редуктора ие сливается. От
нагнетающего насоса масло по каналам в картере через
отверстия сепаратора 12 поступает в полость,
образуемую внутренней стенкой сепаратора и
наружными поверхностями фильтрующих элементов (по
стрелке А). Очищенное масло, прошедшее через
фильтр, поступает в продольные пазы трубки 14,
профрезерованные в ее средней части, и в каналы
(по стрелке Б), подводящие масло к деталям
редуктора. Перепускной клапан, служащий для
перепуска неочищенного масла при засорении фильтра,
состоит из корпуса, шарика и пружины и установлен
в верхней части трубки 14. При засорении фильтра
и при перепаде давлений 0,08...0,12 МПа клапан 10,
преодолевая силу пружины, отжимается от седла,
и масло по стрелке В проходит в трубку, минуя
фильтр. Сепаратор 12 предохраняет маслоканалы от
попадания грязи при демонтаже фильтра для ос-
> мотра. Он представляет собой тонкостенный стакан
с отверстиями для входа масла, подлежащего
очистке. Маслофильтр устанавливают и фиксируют в
стакане на верхнем картере специальным замковым
соединением. Три выступа крышки 4 заходят
между выступами стакана, затем с помощью барашка
5 крышка 4 поворачивается до упора в верхний
торец канавки. При вращении гайки 8 за серьгу 7
диафрагма 6 прижимается вниз, обеспечивая
уплотнение полости фильтра резиновым уплотнительным
кольцом 3.
Рис. 2.77. Фильтр тонкой очистки масла редуктора РВ-ЗФ:
/ — кольцо стопорное; 2 — фильтрующий элемент; 3 — кольцо уплот-
иительиое; 4 — крышка; 5 — барашек; 6, 15 — диафрагмы; 7 — серьга;
8— гайка; 9— пружина; 10— клапан перепускной; // — корпус
перепускного клапана; 12 — сепаратор; 13 — шайба;- /4 —трубка; 16 —
сетки тонкой очистки; 17, 19 — обоймы внутренние; 18 — гофрированная
диафрагма; 20 — каркасная сетка; 21 — обойма наружная
Гайка 8 имеет на нижнем торце зубцы, в которые
входят два выступа пластинчатой пружины и
фиксируют ее в нужном положении.
На редукторах, в которых фильтры
устанавливаются в нижнем картере редуктора, как это
выполнено на редукторе ВР-8, для обеспечения' съема
фильтра без слива масла устанавливаются
запорные клапаны 4 (рис. 2.78), препятствующие
вытеканию масла при демонтированном фильтре.
\ Фильтры тонкой очистки масла устанавливают
только за нагнетающими насосами перед подачей
масла в редуктор, а фильтры грубой очистки —
перед отсасывающими насосами, а иногда в
дополнение к фильтрам тонкой очистки и перед
нагнетающими насосами.
Магнитные пробки и сигнализаторы стружки.
Для своевременного обнаружения начала опасного
разрушения элементов редуктора в маслосистемах
редукторов устанавливаются магнитные пробки и
сигнализаторы появления стружки. По количеству,
размеру и форме стружки можно судить о
состоянии механизмов редуктора при эксплуатации.
Наиболее распространенным типом магнитной
пробки является пробка, изображенная на
63

рис. 2.78. Она состоит из корпуса 8, пробки 3 и
клапана 7 с пружиной 6. Магнитная пробка включает
в себя магнит 9 и уплотнительные резиновые
кольца 10 и 11, вставленные в ее канавки. Штифт 12
служит для фиксации пробки в корпусе. Для
удаления пробки необходимо нажать на ее и поворотом
вывести штифт из паза корпуса. При выходе
пробки из корпуса клапан усилием пружины будет
прижат к седлу корпуса и перекроет выход масла.
Эта пробка по конструкции практически не
отличается от пробки по ОСТ 11128—73.
Рис. 2.78. Установка фильтра и магнитной пробки в поддоне
редуктора ВР-8:
/ — ручка крышки фильтра; 2 — крышка фильтра; 3 — магнитная
пробка; 4, 7 — запорные клапаны; 5—фильтрующий элемент;
6—пружина; 8 —корпус; 9 — магнит; 10, /' — резиновые кольца; 12 — штифт
Известны электромагнитные пробки, в которых
сердечник и корпус пробки изолированы друг от
друга и являются элементами электрической
системы. Эта цепь замыкается с выдачей сигнала на
приборную панель тогда, когда на торце пробки
накопится некоторое количество стружки, необходимое
для образования электрического мостика между
сердечником пробки и ее корпусом. Однако
подобные пробки широкого применения не получили
ввиду того, что они не всегда обеспечивают
своевременное обнаружение дефекта, поскольку с
момента начала повреждения поверхности трения до
накопления на пробке необходимого для замыкания
цепи количества стружки проходит иногда
значительное время. Кроме того, были довольно частые
случаи появления ложного сигнала.
Магнитные пробки для лучшего улавливания
'стружки должны устанавливаться в местах
замедленного движения потока масла. Как правило, их,
монтируют в нижней части поддона, но иногда из'
соображений удобства подхода к ним они стоят
-в-масляных каналах. В последнем случае для
снижения скорости протекающего масла в местах их
установки делают специальные карманы (см.
рис. 2.78).
Сигнализаторы стружки представляют собой
устройства, через которые пропускают весь поток
масла. Обычно масло пропускают через набор
металлических пластинок 11 с зазорами между ними
_ в 0,3...0,4 мм (рис. 2.79). В течение работы
редуктора стружка накапливается в этих зазорах, и
когда замыкаются все пластинки, срабатывает
электрическая сигнализация.
64
Иногда пластинчатый сигнализатор стружки
устанавливают вместе с сетчатым фильтром. Такой
фильтр-сигнализатор (см. рис. 2.79) состоит из
корпуса 12, перепускного клапана 13, сетчато-щелевого
фильтра 14, магнита 19 и запорного клапана 21.
Магнит установлен для повышения эффективности
улавливания металлических частиц. Контакт от
щелевого фильтра выведен на штепсельный разъем,
установленный на корпусе фильтра. Масло,
прошедшее фильтрацию, выходит из фильтра через
запорный клапан 21. При засорении фильтра и
перепаде давлений на входе и выходе 0,2...0,24 МПа
срабатывает перепускной клапан 13 и масло
выходит из корпуса, минуя фильтр.
Все типы подобных сигнализаторов стружки
относятся к устройствам накопительного типа. Их
основной недостаток заключается в том, что они выдают
сигнал о наличии стружки в стадии уже развитого
процесса образования дефекта трущихся
поверхностей. Этого недостатка нет у электронного стружко-
сигнализатора, состоящего из датчика, лампового
электронного блока и блока питания. Датчик
выполнен в виде участка масляной магистрали,
внутри которого имеется электрическая обмотка,
являющаяся частью колебательного контура генератора
высокой частоты. При наличии стружки в
проходящем через датчик потоке масла металлические
частицы вызывают уменьшение добротности
катушки и тем самым падение амплитуды колебаний
генератора. Сигнал о появлении стружки выдается на
контрольную лампочку. Каждая частица вызывает
одно мигание лампочки, при большом количестве
стружки эти мигания сливаются в непрерывный
световой сигнал. Помимо светового сигнала,
имеется электромеханический счетчик, который
отсчитывает количество проходящих через датчик
металлических частиц. Однако следует учитывать, что
электронный сигнализатор стружки имеет большие га-
баратные размеры, сложен в изготовлении и
обслуживании, а также недостаточно защищен от
посторонних помех.
Суфлеры (рис. 2.80). Для предотвращения
чрезмерного повышения давления полости корпусов
сообщаются с атмосферой. Вследствие нагрева
разбрызгиваемого масла, вызванного вращением
деталей, воздушные полости картера насыщаются
каплями и парами масла, что ведет к расходу масла
через суфлер. Для уменьшения выброса масла в
атмосферу суфлеры должны иметь специальные
устройства, которые изменяют направление потока
воздуха со взвешенными в нем каплями масла. При
этом воздух проходит, а капли масла
задерживаются и оседают в суфлере, из которого они стекают в
картер. Наиболее простыми по конструкции
являются суфлеры, представляющие собой литые (рис.
2.80, а) или сварные патрубки с внутренними
лабиринтными перегородками /, препятствующими
выбрасыванию масла в атмосферу. Иногда
перегородки для уменьшения потерь масла делаются полыми
4 (рис. 2.80, б). Благодаря этому перегородки
охлаждаются, что способствует превращению паров
масла в крупные капли, осаждающиеся в суфлере.
На некоторых редукторах применены суфлеры с
вертикальными лабиринтными ходами (рис.
2.80, в).
Для предотвращения попадания через суфлер
внутрь картера посторонних частиц в нижних час-

a)
Рис. 2.79. Фильтры-сигнализаторы стружки:
?я7„ЭТКТ?,Р РВ'ЗФ: бТредуктор В?"8: '-винт; 2-контактные пружины; 3-
гайка 4, 12 — корпусы; 5 — крышка; б — штепсельный разъем; 7 — медный
проводник; в —корпус сигнализатора; * — изоляционная пластина; 10 — прижим; И 20 —
чувствительные пластины; 13 — перепускной клапан; 14 — сетчато-щелевой фильтр;
is, 22 — стаканы; 16 — пружина; /7 —гнездо; /8 —втулка; IS —магнит; 21 —
запорный клаиаи
тях их корпусов устанавливаются металлические
сетки.
Суфлер на редукторе РВ-ЗФ (рис. 2.80, г)
является одновременно заливной горловиной. Суфлер 16
сварной конструкции и состоит из двух
тонкостенных стальных трубок, припаянных к корпусу и за-
вальцованных в корпус колпачка. В корпусе
суфлера имеются суфлирующие отверстия и резьбовое
отверстие под винт крышки. Крышка 17
изготовлена из алюминиевого сплава и представляет собой
колпачок, в верхней стенке которого завальцован
винт, которым она соединена с суфлером. Крышка,
собранная с суфлером, крепится на горловине с
помощью выступов, имеющихся в нижней части
крышки. При установке крышки ее выступы
проходят в вырезы пояска горловины, затем крышка
поворачивается вокруг своей оси до совпадения с
вертикальными пазами в пояске горловины,
поджимается и фиксируется пружиной 18.
Суфлирование полостей некоторых редукторов,
например редуктора Р-7, производится через
штуцер корпуса редуктора, соединенного с бачком
вертолетной маслосистемы.
• Заправка редуктора маслом. Заливка масла в
поддон, являющийся маслобаком редуктора,
производится обычно через горловину, установленную на
5-1662
стенках поддона или картера редуктора. Место
установки горловины определяется конструкцией
редуктора и компоновкой вертолета с учетом
удобства подхода к ней при эксплуатации. Заливная
горловина, как правило, включает в себя корпус,
крышку и сетчатый фильтр, предохраняющий редуктор
от попадания в него посторонних частиц при
заправке.
Крышка заливной горловины выполняется
легкосъемной (рис. 2.81). Она состоит из крышки с
резиновым уплотнительным кольцом, траверсы 5 и
ручки 4. Ручка шарнирно соединена с крышкой 7 и
ввернута в траьерсу, упирающуюся в выступы
корпуса для предотвращения вращения. При вращении
ручки крышка перемещается вниз до упора.
Уплотнение крышки обеспечивается резиновыми
кольцами 6.
Часто заливную горловину совмещают с
суфлером, как это выполнено на редукторе РВ-ЗФ.
Контроль за уровнем залитого в редуктор масла
производится с помощью смотрового стекла или
масломерной линейки.
На рис. 2.81 показана установка масломерного
стекла на заливной горловине. Стекло 3
уплотняется резиновыми кольцами, поджимаемыми
заглушками. Для того чтобы уровни масла в горловине
65ч

Рис. 2.80. Суфлеры:
а — лнтой; б — с охлаждаемыми лопаткаин; в — с вертикальными лабиринтами; г-на редукторе РВ-ЗФ; 1, 4 — перегородки; 2, 7 —
фланцы; 3 —корпус редуктора; 5 — крышка; 6, 9 — корпуса редукторов; 8, 10 — колпачки. 11 — прокладка; 12,14 — сетки; 13— стопорное кольцо;
IS — горловина; 16— суфлер; 17 — крышка; 18 — пружина
были одинаковы в поддоне, верхняя часть
горловины соединяется с внутренним корпусом редуктора
суфлирующей трубкой 8.
Масломерные линейки выполняются
легкосъемными и устанавливаются рядом с заливными
горловинами.
Сливные краиы. В целях обеспечения быстрого и
надежного слива масла при эксплуатации на
поддоне редуктора устанавливается сливной кран. Кран
располагают так, чтобы при удобном к нему
подходе обеспечивался полный слив масла.
Конструкция сливных кранов должна
обеспечивать при работе двигателя их надежную фиксацию
в закрытом положении и быстрое открытие при
сливе масла. В настоящее время наиболее
распространены сливные краны с плоскими клапанами,
закрывающиеся поджатием клапанов к седлу
пружины (рис. 2.82, с) или завертыванием ручки по
резьбе (рис. 2.82, б). Самопроизвольное открытие
кранов предотвращается контровочной проволокой,
контровкой типа «трещотка» (см. рис. 2.82) или
утопленным в пазы штифтом, поджимаемым
пружиной (см. рис. 2.82, а). Наиболее удобен в
эксплуатации кран (рис. 2.82, а), для открытия которого
нужно только сжать пружину при помощи ручки 6
повернуть ее на 90° так, чтобы штифт 9 вышел из
Рис. 2.81. Заливная горловина редуктора
ВР-8:
/ —корпус; г —фильтр; J ~-маслояерное ctewtoi
* — ручкв; 5 — траверсе; S — кольцо уплотни-
тельное; Т <* крышка; 8 — трубки; 9 — корпус Р**
ДУптора

прорези и оперся на торцовую поверхность
направляющей гайки 7.
Часто для слива масла используют гнезда
магнитных пробок, устанавливаемых на поддоне. В этом
случае вместо снятых пробок вставляют наконеч-
Рнс. 2.82. Сливные краны:
а —нажимного типа; б —с вращающейся ручкой; / — заглушка;
2, 8. 18 — прокладки; 3, 16 — пружины; 4, 11 — корпусы; 5, П —
кольца уплотнительные; 6, 15 — ручки; 7. 14 — гайки; 9 — штифт; 10, 12 —
клапаны; 13 — винт; 19 — кольцо стопорное
ник шланга, открывающего запорный клапан 7 (см.
рис. 2.78), препятствующий сливу масла.
Подача масла. Форсунки и жиклеры. Масло
дозируется и подается на шестерни и подшипники
редуктора, как правило, в распыленном виде с
помощью форсунок. Наиболее распространены
струйные форсунки, представляющие собой трубку с
калиброванными одним или несколькими
отверстиями-жиклерами (рис. 2.83). Размер форсунок для
заданного расхода и давления выбирают от 0,8 до
1,4 мм. Применение форсунок, диаметр которых
меньше 0,8 мм, нежелателен, так как это может
привести к засорению жиклеров продуктами окисления
масла. Соотношение l/d выбирается в пределах
2,5...4 исходя из обеспечения прицельной
дальнобойности струи на расстоянии от жиклера до точек
смазывания. Увеличение этого соотношения более 4
может привести к недопустимому снижению
расхода вязкого масла при низкотемпературном запуске
и прогреве редуктора.
Количество масла, подаваемого на смазывание,
при заданном давлении и выбранном сорте масла
определяется диаметром жиклеров, количеством
форсунок и количеством жиклеров на форсунке.
При отсутствии экспериментальных данных
расход масла через форсунку можно выбрать по
табл. 2.10.
Расход масла ЦРф0р рассчитывают по формуле:
^Фор=г^ФорК2£7/,
где цо— безразмерный коэффициент расхода; ^фор—
площадь сечения форсунки; g — ускорение
свободного падения (9,81 м/с2); Н — напор, высота
пьезометрического столба.
При применении в редукторах смазочного
материала можно принять |д,о=0,70 для форсунок типа /;
Но=0,55 для форсунок типа II (см. рис. 2.83, а).
На рабочих режимах масло подводят к форсун-"
кам под давлением 0,3.„0,5 МПа, на режиме малого
газа — 0,1...0,3'МПа. Нижний предел давления
ограничивается дальнобойностью форсунок,
верхний— минимальным расходом масла через
форсунку.
Для лучшего охлаждения и смазывания
подшипников качения масло лучше подавать с помощью
форсунок в зазор между внутренним кольцом
подшипника и сепаратора под углом 15...200 к оси
подшипника (см. рис. 2.83). В этом случае масло
хорошо смазывает рабочую поверхность внутреннего
кольца подшипника, поверхность шариков или
роликов. Под действием центробежных сил масло
поднимается к рабочей поверхности наружного
кольца, смазывает ее и сливается через зазор
между сепаратором и наружным кольцом.
Подача масла под углом более 20° приводит
к тому, что часть масла не попадает в зазор между
сепаратором и кольцом подшипника, а при подаче '
его параллельно оси часть масла проскакивает
между шариками (роликами) на другую сторону
подшипника без попадания на его детали.
>■ Количество форсунок и размер жиклеров зависит
от количества масла, которое надо подать на под-
5*
Рнс. 2.83. Схема подачи масла:
О — под углом к оси качении подшипника; б — параллельно оси качения
подшипника; в— на зубчатое зацепление
67

шипник. При этом во избежание нагрева и
вспенивания масла при ударе о смазываемые поверхности
не следует допускать скорости масла на выходе из
форсунки более 25...30 м/с.
Практически на один подшипник
устанавливается от одной до шести форсунок. Иногда для
большей равномерности распределения масла по
ширине подшипника форсунки устанавливают с двух
сторон.
Таблица 2.10
Зависимость
расхода масла
через жиклеры
при давлении
0,3 МПа
Диаметр
Жиклера,
мм
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
Расход
масл а,
л/мнн
0,30
0,55
0,85
Ч
1,20
Рис. 2.84.
Предохранительный клапан:
/ — седло; 2 — корпус; 3 —
клапан; 4— пружина; 5 — гайка
Для смазывания и охлаждения зубьев колес (рис.
2.83, в) струйка масла может быть направлена
параллельно либо перпендикулярно образующей
зуба. Масло на колеса может подаваться перед
входом или перед выходом зубьев из зацепления, а
также перед входом и выходом одновременно. При
больших скоростях зацепления и малых зазорах в
зубьях желательна подача масла на выходе, так
как при подаче на входе в зацепление масло,
выдавливающееся с рабочих поверхностей, приводит к
расклиниванию зубьев.
Каналы системы смазывания. Скорость движения
масла в нагнетающих каналах редуктора
выбирается из условий приемлемых гидравлических потерь
и размеров поперечного сечения каналов. Обычно
скорость течения масла в каналах выбирается в
пределах 1,5...3 м/с. Каналы и трубопроводы
магистрали откачки являются частью вертолетной системы
и для обеспечения нормальной работы насосов
откачки также должны иметь небольшие
гидравлические сопротивления. Скорость движения масла в
этих трубопроводах должна быть 2...4 м/с, а общее
сопротивление трубопроводов и маслорадиаторов
во избежание перегрузки насосов откачки не
должно превышать 0,3...0,5 МПа.
.-. На некоторых редукторах в магистралях откачки
во избежание перегрузки масляных откачивающих
насосов устанавливаются предохранительные
клапаны (рис. 2.84).
" Малонагруженные зубчатые зацепления и
подшипники главным образом в коробках приводов
смазывают брызгами масла, сбрасываемого с
вращающихся деталей,
Определение потребной прокачки масла. При
работе главного редуктора принимают, что вся
мощность, затрачиваемая на трение в зубчатых колесах
и подшипниках, переходит в тепло и что все образу-
68
ющееся тепло при этом отводится Маслом. Исходи
из этого положения, потребная прокачка масла
через редуктор может быть определена по формуле
W =-^-
где Qp — теплоотдача в масло; At—перепад
температур масла на входе и выходе из редуктора; См —
теплоемкость масла; р — относительная плотность
масла.
Количество тепла, которое выделяется в
редукторе, определяется по формуле
где N— мощность, передаваемая редуктором; т)р —
механический коэффициент полезного действия
передач.
Видно, что для уменьшения прокачки
желательно иметь возможно больший перепад температур М
за счет снижения температуры на входе и
повышения ее на выходе из редуктора.
Однако низкую температуру на входе
обеспечивать нежелательно из-за повышения вязкости
масла, а высокую — нельзя допускать из-за перегрева
зубчатых колес и подшипников, разложения масла
и снижения его смазочных свойств.
Для обеспечения нормальных условий на
установившихся режимах работы редуктора температуру
масла поддерживают на выходе не выше 120° С,
а на входе — в пределах 60.„80° С. При этом
перепад температур масла At составляет обычно около
40°. В этих условиях у применяемых авиационных
масел См=2,1 кДж/(кг-°С) и р=8,9 кг/м3.
Общая величина прокачки масла Wp состоит из
расходов, обеспечивающих надежную работу
каждого зубчатого колеса и подшипника. Величина
потребной прокачки для каждого колеса и подшипника
устанавливается обычно путем использования
статистических данных.
На основании статистической обработки
параметров масляных систем ряда редукторов
теплоотдачи и прокачка масла на 100 кВт мощности
составляет:
теплоотдача
прокачка
2,1 ... 4,2 Вт,
7 ... 11 л/мин
Применяемые масла. В редукторах вертолета
масла служат для уменьшения трения и
изнашивания подвижных деталей, предохранения их от
коррозии и наклепа и отвода тепла. Для решения этих
задач масло должно обладать рядом свойств,
основными из которых являются хорошие смазывающая
способность, низкотемпературные (пусковые) и
антикоррозионные свойства и термоокислительная
стабильность.
Смазочная способность и пусковые свойства
масла в основном зависят от вязкости масла.
Смазочной способностью обычно называют способность
масла образовывать поверхностную пленку,
которая при отсутствии жидкого масляного слоя
предотвращает без смазочного материала трение и
снижает коэффициент трения. Из масел одинаковой
химической природы лучшей смазывающей
способностью обладают более вязкие масла однако при
^этом возрастают и силы гидравлического трения и
сопротивления. Поэтому предпочтение отдается та-

Кому сорту масла, которое имеет ■ более пологую
вязкостно-температурную характеристку, т. е. сорту
масла, для которого влияние температуры на
вязкость меньше.
При выборе типа масла учитывают также, что
масло должно обеспечивать минимальное
изнашивание деталей не только на установившихся
эксплуатационных режимах, но и при
кратковременном нарушении жидкостного режима смазывания.
Обычно такое нарушение бывает при запуске после
длительной остановки и особенно в условиях
низких температур, когда масла к деталям поступает
недостаточно. Опыт применения масел в редукторах
показывает, что масло удовлетворяет противоизнос-
ным свойствам при минимальной величине
критической нагрузки разрушения масляной пленки, равной
700...900 Н.
Пусковые характеристики масел определяются
уровнем вязкости, пологостью
вязкостно-температурной характеристики и температурой застывания.
С понижением температуры масла вязкость его
возрастает (рис. 2.85). Из-за этого при запуске
холодных двигателей затрудняется прокачка масла через
маслосистему, разбрызгивание его и т. д. Масло, у
которого вязкость при понижении температуры
резко повышается, обладает плохими пусковыми
свойствами. Масла не имеют определенной четкой
температуры перехода из жидкого в твердое
состояние. Границей перехода условно считают
температуру потери подвижности (при наклоне пробирки с
маслом на 45° в течение одной минуты) после
охлаждения, ее называют температурой застывания.
В связи с тем, что вертолетные редукторы
являются многоступенчатыми, вязкость масла
подбирается исходя из средних условий работы
быстроходных и тихоходных ступеней, или же из условий
работы наиболее ответственной ступени. Величина
кинематической вязкости применяемых масел лежит в
пределах 8... 17- Ю-6 м2/с при 50° С, а температура
застывания ниже —40° С.
Для обеспечения хороших пусковых свойств
масла при сохранении хорошей смазочной способности
нужны масла с пологой вязкостно-температурной
характеристикой. Из нефтяных масел сравнительно
пологую вязкостно-температурную характеристику
имеют только маловязкие масла, не обеспечивающие
жидкостное трение при сколько-нибудь
значительных нагрузках. Поэтому в последнее время взамен
нефтяных масел начали внедрять синтетические
масла, обладающие пологой
вязкостно-температурной характеристикой.
Смазочное масло для редукторов должно
характеризоваться способностью сохранять
первоначальные свойства, т. е. быть устойчивым к окислению в
условиях длительной работы в редукторе, не
образовывать в нем продуктов окисления и не вызывать
коррозии металлов вследствие повышенной
кислотности.
Средняя температура Масла в редукторах
обычно не превышает 120... 150° С, поэтому смазочное
масло для редукторов должно быть стабильным до
140... 160° С.
Однако при выборе масла надо учитывать, что в
процессе эксплуатации имеется ряд причин,
повышающих интенсивность окисления масла, основными
из которых являются разбрызгивание и
ценообразование, приводящие' к длительному взаимодействию
масла с кислородом по большой поверхности, высо--
кая температура в отдельных местах контакта,
каталитическое воздействие металла и сдвиговые
напряжения в масляном слое в зоне контакта.
При окислении образуются кислые продукты и
нерастворимые вещества, в результате чего
увеличивается коррозионная активность масла, его
вязкость, из масла выпадают смолистые вещества,
осаждающиеся в виде лаковых пленок на деталях
Это ухудшает теплоотдачу и засоряет масляные
жиклеры и каналы.
При выборе масла необходимо учитывать также *
такие его свойства, как однородный и стабильный .
фрикционный состав, минимальную вспениваемость,
высокую температуру вспышки и
самовоспламенения.
Масло не должно разрушать металлы, резину и
различные уплотнительные материалы и покрытия
и не должно быть токсичным в жидком виде, в
парах и в смесях с воздухом.
Для смазывания главных вертолетных редукторов
применяют нефтяные и синтетические масла с
большой вязкостью—4...13-Ю-6 м2/с при 100°С или
примерно 15...70- 10-Ю6 м2/с при 50° С.
Температура запуска редукторов без подогревав
зависимости от сорта применяемых масел
составляет— 5...25°С и— 40°С.
Маловязкие нефтяные масла типа МК-8 имеют
недостаточную смазочную способность и не могут'
применяться в тяжелонагруженных редукторах.
Поэтому для смазывания последних с целые
получения хороших смазочных и пусковых свойств
применяют смеси масел. Смеси масел применяют в
различных сочетаниях для летней и зимней
эксплуатации. Летняя смесь 75% МС-20+25% МК-8
обладает хорошими смазочными свойствами при невысоких
температурах. На вязкость этой смеси сильно
влияет температура, поэтому ее можно применять
только до —10° С. Она термостабильна до 150° С, однако
при этой температуре обладает низкими
смазочными свойствами. Зимняя смесь 50% МС-20-|-50%
МК-8 обладает несколько более низкими смазочны
ми свойствами при невысоких температурах, но зато
имеет более пологую вязкостную характеристику
позволяюшую эксплуатировать ее до —20° С.
Термостабильность и смазочные свойства при
высоких температурах у смесей масел примерно
одинаковы.
Применение смеси масел усложняет
эксплуатацию вертолетов, так как требуется применять две
различные смеси для летней и зимней эксплуатации
Смеси масел в связи с их повышенной вязкостью не
могут применяться в газотурбинных двигателях.
Этих недостатков лишены синтетические масла.
Из отечественных синтетических масел в
вертолетных редукторах широко используется масло
Б-ЗВ. Это масло изготовляют на основе сложных
эфиров низкомолекулярных карбоновых кислот
с добавлением антиокислительной присадки и
присадки комплексного противозадирного и противоиз-
носного действия. Масло термостабильно до
температуры 200° С и сохраняет при этом высокие
смазочные свойства. \
Физико-химические свойства смазочных
материалов для редукторов приведены в табл. 2.11.
69

V/0"f*s
10000 000
5000000
zoooooo
1000000
500 000
200000
/00000.
50000
zoooa
10000
5000
4 000
3000
г ooo
woo
500
, 400
s 300
zoo
100
80
BO
50
40
JO
25
20
15
JO
9
в
7
в
5
-If
I
1
l/c
=
=
=
E=
h—
s
:—
1
=
Ш
=s
=
=:
ш
1
9
»HC
m
==
V
_\
=
_—_
4
\
^
Щ
—
—
—
h
ш
s=
==
=
Ш
1
-J
2.
0 -2
85. 3ai
Ю MC-;
ss
0
ЗИС1
•o;
>
/
-/
IMO
f
4
Ш
0
сть
75%
/
ВЯ
M
7
3KC
C-2C
EE=
7
CTN
+ 2!
m
—.
s
=
=
—
=
—
^
—
1
*v
—v
^
Ш
—
=
==
=
11
=
1
7~~
c
5%
1
щ==
ZO
мазоч
MK-8
'—' till
I
=
—
=
=
=
1—
ЕЕ
—
—
—
—
1
=
—'
V
\
p
■^4
=
^
=
1
—
t
m
JO 40 50
пых материалов
; 3-50% MC-20
i
~—
=
=
=
—.
=
—
=
zz
——
Ш
=
—
Ё
_
S|
=
=
I
—
L
V
.
s
■
BO
ДЛЯ
+50%
V
%
7
p«
M
0
:Д>
К-
=4==
t^rE^z:
BO
ктор
3; < —
5
OB
CH
0
ОТ
HT
i
—
=
=
=
—
ЕЕ
—
—
—
—
1
=
—
Ц
—
,,
=
=
=
1
=
s,
1
1
BE
n
T
ети
5s=
Щ^
10 i°C
емпера
ческое
1туры:
масло Б-ЗВ
70

Таблица 2.11
Физико-химические свойства смазочных
материалов для редукторов
. Физико-химические
свойства
Плотность при
20° С, кг/м3
Кинематическая
вязкость, м2/с ■ 10-6,
при 100° С
Температура
вспышки,
определяемая в закрытом
тигле, °С, не ниже
Температура
застывания, °С не выше
Кислотное число,
мг КОН на 1 г
масла, не более
Коксуемость по
Колрадсону, %, не
более
Зольность, не более
Смазочный материал
75% МС-20+
+ 25% МК-8
887... 897
11 ... 12,6
165
—22
0,05
0,4
0,004
50% МС-20 +
+ 50% МК-8
886 ... 892
6,5... 7,5
15Б
—30
0,05
0,3 i
0,004

Синтетическое масло
Б-ЗВ
990 ... 997
5,0
235
—60
5,5
—
Особенности системы смазывания
промежуточных и хвостовых редукторов
одновинтовых вертолетов
Система смазывания промежуточных хвостовых
редукторов трансмиссии одновинтовых вертолетов в
зависимости от передаваемой мощности
выполняется либо барботажной, либо принудительной.
При барботажиом смазывании зубчатые колеса,
частично погруженные в масло, при вращении
создают в картере масляный туман, обеспечивающий
достаточное смазывание зубьев колес.
Для обеспечения смазывания подшипников колес
в картере редукторов отливают специальные
карманы для улавливания брызг масла. Каждый такой
карман располагают выше подшипника. Поэтому
собранное в нем масло самотеком поступает к
расположенному под ним подшипнику. На рис. 3.15
показан путь масла из кармана к подшипникам в
промежуточном редукторе вертолета Ми-4. Через
сверление в бобышках картера масло стекает из
карманов и в кольцевые проточки на стаканы, затем
по двумя сверлениям в каждом стакане и по
фрезерованным выемкам в стаканах попадает в
кольцевые полости между шариковыми подшипниками
и манжетными уплотнениями. Смазывание
роликовых подшипников в этом редукторе производится
маслом, протекшим сквозь шариковые подшипники.
При принудительном смазывании масло к
трущимся деталям редуктора подается масляным насосом,
смонтированным в корпусе масляного агрегата.
Обычно в одном корпусе с насосом
устанавливаются масляные фильтры и предохранительный клапан.
В случае выхода из Строя масляного насоса
предусматривается дублирующая, барботажная система
смазывания.
Для улучшения охлаждения масла картеры
редукторов имеют ребра как снаружи, так и внутри.
Особенно это относится к промежуточным
редукторам, обдув которых внешним потоком воздуха
затруднен. На тяжелых вертолетах, на которых
через редукторы передается большая мощность,
охлаждение, промежуточных редукторов
производится воздухом, просасываемым вентилятором,
установленным на редукторе, как это выполнено на
редукторе вертолета Ми-6. На этом редукторе воздух для
охлаждения редуктора подается вентилятором
через пространство между стенкой редуктора и
дефлектором. Колесо вентилятора, отлитое из
магниевого сплава, закреплено болтами на выводном флан- -
це ведомой шестерни. Диффузор вентилятора также
отлит из магниевого сплава, имеет спрямляющие
лопатки и крепится на картере редуктора.
Для смазывания промежуточных редукторов
обычно применяют гипоидное масло. В некоторых
редукторах в зимнее время применяют смесь
гипоидного масла (2/з объема) с маслом АМГ-10
(7з объема). ^
2.6. ТОРМОЗНЫЕ УСТРОЙСТВА
Тормоз несущих винтов. Тормоза несущих винтов,'
применяемые в вертолетах, выполняют различные
функции. В первую очередь они предназначены для
сокращения времени останова несущих винтов и
вращающихся узлов и агрегатов трансмиссии после
выключения двигателей. Тормоза несущих винтов
также используются для стопорения всей
трансмиссии на стоянке вертолета для предотвращения
самопроизвольного раскручивания несущей системы от
ветра или других внешних факторов. На вертолетах
с хвостовой трансмиссией тормоз несущего вИнта
обычно устанавливается на месте привода
хвостового вала, при этом опорные приливы тормоза вместе
с кронштейном и колодками устанавливаются на
корпус главного редуктора (вертолеты Ми-4, Ми-8,
Ми-6), а барабан тормоза крепится к
вращающемуся фланцу привода хвостового вала.
Тормоза несущих винтов, устанавливаемые на
вертолетах Ми-1, Ми-2, Ми-4, Ми-8, по конструкции
и кинематической схеме аналогичны друг другу. На
вертолете Ми-6 применен тормоз с шарнирной
подвеской колодок и кулачковым распиранием колодок
с накладками (рис. 2.86).
Рнс, 2.86. Тормоз несущего винта вертолета Ми-6
71

На вертолетах с соосными несущими винтами
тормоз иногда встраивается в главный редуктор
(Р-26, РВ-15), в вентилятор (рис. 2.87) вертолета
Ка-25К или устанавливается на главный редуктор
Рнс. 2.87. Тормоз несущих винтов вертолета Ка-25К
вместе с приводом вала вентилятора. Механизм
управления такими тормозами одинаков и показан
далее.
В трансмиссиях отечественных вертолетов
применяются в настоящее время колодочные тормоза,
простые с внутренним расположением колодок без
серводействия или с серводействием. На вертолете
Ка-15 установлен простой дисковый тормоз без
серводействия. '
Тормоз несущего винта обычно устанавливается
на быстроходном валу трансмиссии с тем, чтобы
приведенный момент торможения был наименьшим.
Это сказывается на габаритных размерах тормоза,
его массе и массе узлов управления. В современных
вертолетах начало торможения несущих винтов
после останова двигателя производится с 25...45%
от номинальной частоты вращения несущих винтов
за время 30...45 с.
По компоновочным соображениям и для лучшего
охлаждения тормоз несущего винта обычно
выносится наружу главного редуктора.
На рис. 2.88 показан тормоз вертолета Ми-2,
типичный для вертолетов с одним несущим винтом и
хвостовой трансмиссией. Этот тормоз колодочного
типа с механическим управлением с помощью троса.
На рис. 2.89 представлен разрез другого типа
простого колодочного тормоза, который состоит из
опорного фланца 6, двух колодок 5 с
фрикционными накладками 7 механизма управления и
барабана 9.
Накладка выполняется формованием из
фрикционного материала типа ретинакса А ГОСТ
10851—73 толщиной 12 мм и приклеивается к
колодке клеем, имеющим высокотемпературные
прочностные характеристики. Дополнительно накладка
приклепывается заклепками к колодке. Такое
крепление накладки к колодке дает' наиболее
равномерное распределение усилий от торможения по их
стыку.
Для лучшего удаления продуктов изнашивания
из зоны торможения, ликвидации появления
кольцевых борозд на накладках и барабане тормоза
рекомендуется на иакладке выполнить несколько
поперечных фрезеровок. Для придания накладке
дополнительной прочности перед формованием в
нее закладывается сетка из латунной проволоки,
расположенная от внутреннего радиуса накладки
на расстоянии 1,5...2 мм.
Для лучшего отвода и рассеивания тепла от
поверхности торможения барабан тормоза выполняют
с кольцевыми ребрами, которые придают ему
дополнительную жесткость.
В качестве фрикционного материала для
накладок наиболее широко применяются пластмассы,
для которых характерна большая стабильность
Рис. 2.88. Тормоз несущего винта вертолета Мн-2:
/ — гайка; 2 — регулировочный винт; 3 — виит; 4 — колодка: 5—шарнирное звено; 6 — кронштейн; 7 —рычаг; 8 —барабан тормоза;)
S —пружина; 10 — фрикционная накладка; 11— трос; 12— палец; 13 — стержень; 14 — нружииа i
72

фрикционных свойств при высоких температурах.
Фрикционные пластмассы в качестве связующего
имеют фенолформальдегидные смолы, а в качестве
наполнителей — асбест, барит, латунную проволоку
и т. п.
Наиболее распространенным материалом
накладок в последние годы для тормозов несущих винтов
вертолетных трансмиссий является фрикционный
материал ретинакс А ГОСТ 10851—73. В
композицию этого материала введен барит,
стабилизирующий коэффициент трения.
Этот материал применим для тормозов, у которых
на поверхности трения развивается температура
до 1000° С.
Абсолютные коэффициенты трения ретинакса в
паре со сталью недостаточно высокие, но они
стабильны из-за введения в его состав латунной
проволоки.
Износостойкость этого материала также высокая
и она повышается с увеличением циклов
торможения.
Рнс. 2.89. Тормоз несущих винтов:
/ — рычаг; 2 — кулачок; 3 — толкатель; 4 — гайка;
фланец; 7 -=- накладка; 8 — пальцы; 9 — барабан;
пружина
5— колодка; 6 —
10 — валик; Ч —
Глава 3. ТРАНСМИССИИ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ И ЗАРУБЕЖНЫХ
ВЕРТОЛЕТОВ
3.1. ТРАНСМИССИИ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ
ВЕРТОЛЕТОВ
В дайной главе приводится описание трансмиссий
отечественных вертолетов Ми-1, Ми-2, Ми-4, Ми-б,
Ми-8, Ка-15, Ка-25К, Ка-26, которые широко
применяются для выполнения различных задач в
народном хозяйстве.
Основные данные трансмиссий этих вертолетов
представлены в табл. 3.1, термины и определения
приведены в соответствие с ГОСТ 21392—76.
Трансмиссия вертолета Ми-1
Трансмиссия вертолета Ми-1 (рис. 3.1) служит
для передачи мощности от двигателя / через
главный редуктор 4 к несущему винту, приводам
агрегатов, обеспечивающих работу систем вертолета,
через хвостовой вал 5, промежуточный редуктор 6,
промежуточный вал 7 и хвостовой редуктор 8 на
рулевой винт вертолета.
Для торможения трансмиссии несущего винта на
привод от двигателя устанавливается тормоз
несущего винта 2. Главный вал 3 расположен
вертикально и связывает выходной вал двигателя с входным
валом главного редуктора.
Хвостовой вал проходит в хвостовой балке и
установлен на пяти подшипниковых опорах. Он
соединяет главный редуктор с промежуточным.
Промежуточный редуктор установлен на конце
хвостовой балки и служит для изменения
направления оси вращения на 30° вверх. Через
промежуточный вал мощность передается к хвостовому
редуктору.
Хвостовой редуктор устанавливается на концевой
балке вертолета. Он изменяет направление
вращения оси на 90° и приводит во вращение рулевой
Таблица 3.1
Главные редукторы
Вертолет
Ми-1
Ми-2
Ми-4
Ми-6
Ми-8
Ка-15
* Ка-26
Ка-25К

Передаваемая
мощность
взлетного
режима от
одного
двигателя,
кВт
423
321
1250
4045
1100
280
239
662
Частота
вращения
несущих
виитоя
взлетного
режима,
об/мии
232
246
198
120
192
377
294
237
Масса,
кг
135
300
471
3200
785
80,5
201
560
Передаточное
отношение
6,8212
23,9808
13,4517
69,2041
62,5
2,0
2,9429
80,1
Число

двигателей
1
2
1
2
2
1
2
2
Редукторы привода руленого пиита

Передаваемая
мощность,
кВт
31
44
86
2096
256
Частота вращения
выходных валов,
об/мии

промежуточный
редуктор
2300
2460
2400
2063
2589
хвостовой
редуктор
1348
1445
1040
688
1124
Передаточное
отношение

промежуточный
редуктор
1
1
1
1,0330
'1
хвостовой
редуктор
1,17001
1,7067
2,3917
2,9069
2,3041
Micci, кг

промежуточный
редуктор
13,5
12,4
18,5
108
19,3
хвостовой
редуктоо
17,5
17
43
271
47
73

Рис. 3.1. Трансмиссия вертолета Мн-1:
/ — двигатель АИ-26В; 2— тормоз несущих винтов; 3 — главный вал; 4-
главный редуктор; 5 — хвостовой вал; € — промежуточный редуктор; 7-
промежуточиый вал; 8— хвостовой редуктор
У
\js
,А
ю оно
г
01 л
01 7 #
Пп
#/
%
¥
^_^а (OOJlU -Г
g
о о / о о
о о
15 а
г>Л
ЗГ
Г
Рнс. 3.2. Кинематическая схема трансмиссии вертолета Мн-1:
а — привод от двигателя АИ-26В; б — тормоз несущего винта; в — главный
вал; г — маслонасос; д — датчик тахометра; е — вал несущего вннта; ж —
главный редуктор; и — хвостовой вал; к — промежуточный редуктор; л —
промежуточный вал; м — хвостовой редуктор; к — привод рулевого вннта:
1, 2— зубчатые колеса привода хвостового вала; 3, 4— зубчатые колеса
первой ступени; 5, 6 — зубчатые колеса второй ступени; 7, 8—зубчатые
колеса привода датчика тахометра; 9, 10— зубчатые колеса промежуточного
редуктора; //, 12 — зубчатые колеса хвостового редуктора

винт вертолета. Для изменения шага рулевого винта
редуктор имеет механизм управления.
Каждый редуктор имеет свою маслосистему.
Кинематическая схема. Для удобства
рассмотрения кинематическая схема вертолета Ми-1
(рис. 3.2) развернута в одну плоскость с
продольным сечением трансмиссии.
Рис. 3.3. Главный редуктор:
/ — маслоотстойник; 2— маслонасос; 3—нижний корпус; 4—средний
корпус; 5 — ведущее зубчатое колесо первой ступени; 6—ведомое
зубчатое колесо первой ступени; 7 — ведущее зубчатое колесо второй
ступени; 8 — верхний корпус; 9 — крышка с приводом датчика
тахометра; 10— вал несущего внита; 11— ведомое зубчатое колесо второй
. ступени; 12 — ведомое зубчатое колесо'привода хвостового вала; 13 —
ведущее зубчатое колесо привода хвостового вала.; 14 — входной вал
; От главного вала Ъ, связывающего двигатель с
главным редуктором через упругие муфты,
мощность поступает на левую ступень главного редукто-
'• ра, состоящую из прямозубых цилиндрических
колес 3 и 4. На одной оси с ведущим зубчатым
колесом 3 вращается ведущее зубчатое коническое
колесо /, находящееся в зацеплении с ведомым
зубчатым коническим колесом 2 привода хвостового
вала и. Ведомое зубчатое колесо 4 первой ступени
шлицами связано с ведущим зубчатым
цилиндрическим колесом 6, входящим в зацепление с ведомым
зубчатым колесом 5 второй ступени.
Колесо 5 крепится консольно на валу несущего
винта е. От ведущего зубчатого колеса 6 второй
ступени приводится через рессору маслонасос г
главного редуктора и через зубчатые колеса 8 и 7 —
"датчик тахометра д с выходным валом,
параллельным валу несущего винта. От хвостового вала,
связанного с главным редуктором через конические
зубчатые колеса 9 а 10 промежуточного редуктора
к, и промежуточный вал л через зубчатые колеса //
и 12 хвостового редуктора м приводится рулевой
винт н.
Главный редуктор. Главный редуктор Р-1
предназначен для передачи мощности от двигателя
через главный вал на вал несущего винта, на
хвостовой вал, для привода датчика тахометра и масло-
насоса главного редуктора.
На рис. 3.3 представлен продольный разрез
главного редуктора Р-1 по оси вала несущего винта и
привода хвостового вала.
Корпус главного редуктора состоит из верхнего 8,
среднего 4 и нижнего корпусов 3.
Главный редуктор имеет две ступени.
К нижнему корпусу крепится маслоотстойник /,
являющийся одновременно маслобаком главного
редуктора. В отстойник заливается 6 л масла. От
нагнетающего масляного насоса через каналы
масло поступает под давлением к зацеплениям и
подшипниковым узлам.
Охлаждение главного редуктора осуществляется
обдувом воздухом корпуса и маслоотстойника,
которые имеют ребра.
На корпусе установлен суфлер для уравнивания
давления внутри корпуса с давлением окружающей
среды.
Уплотнение внутренней полости главного
редуктора в месте выхода вала привода хвостового вала
осуществляется манжетой и сальником.
Промежуточный редуктор. Промежуточный
редуктор (рис. 3.4) изменяет направление оси
передачи мощности на рулевой винт с помощью одной
ступени конических зубчатых колес с передаточным
отношением, равным /,
Смазывание зубчатого зацепления и
подшипников промежуточного редуктора осуществляется
разбрызгиванием. При вращении брызги масла
попадают в карманы корпуса. По каналам масло
самотеком поступает на смазывание подшипников.
Внутренняя полость промежуточного редуктора
в местах входа и выхода валов имеет
комбинированные лабиринтные уплотнения, маслосгонную
резьбу и специальные сальники. В промежуточный
редуктор заливается 0,35 л гипоидного масла.
На корпусе устанавливается сливная пробка и
масломерная линейка для контроля уровня масла.
Хвостовой редуктор. Этот редуктор (рис. 3.5)
устанавливается на конце хвостовой балки и имеет
пару конических зубчатых колес с передаточным
отношением 1,7001.
Смазывание зацеплений и подшипников
хвостового редуктора осуществляется разбрызгиванием,.
причем двухрядный шариковый подшипник
ведущего зубчатого колеса 2 полностью вращается в масле,
так как находится ниже уровня масла. Смазывание
шарикового подшипника ведомого зубчатого колеса
осуществляется маслом, поступающим самотеком
из кармана в корпусе по специальному каналу.
Контроль уровня масла осуществляется масломер-
ной линейкой 6.
Уплотнение внутренней полости хвостового
редуктора со стороны ведущего колеса осуществляется
резиновой манжетой и специальным сальником, а
со стороны ведомого зубчатого колеса с пом"ощью
маслосгонной резьбы и специального сальника.
В хвостовой редуктор заливается 0,5 л гипоидного
масла.
75

■\
1-
Рис. 3.4. Промежуточный редуктор:
корпус; 2 — ведущее зубчатое колесо; 3, 5 — валы карданных передач; 4. 6 — крышки; 7 — ведомое зубчатое колесо
Трансмиссия вертолета Ми-2
Трансмиссия вертолета Ми-2 включает в себя
главные валы правого и левого двигателя ГТД-350,
главный редуктор ВР-2Б, хвостовой вал,
промежуточный редуктор, промежуточный вал, хвостовой
редуктор (см. рис. 2.17).
Мощность на приводы несущего винта, рулевого
винта, агрегатов, обеспечивающих работу систем
вертолета, поступает от правого и левого
двигателей через соответствующие главные валы на
главный редуктор 2.
Главный редуктор передает мощности от / двух
двигателей к несущему вииту. Главный редуктор
устанавливается на вертолете на подредукторной
раме в" верхней части фюзеляжа вертолета и имеет
два входных вала и вал несущего винта.
Два двигателя ГТД-350 устанавливаются на
подмоторной раме и связываются с входными
валами главного редуктора главными валами 1 и 3.
Входные валы главного редуктора 2 развернуты
в горизонтальной плоскости на угол 3°30' каждый
" и двигатели соответственно устанавливаются под
-таким же углом к горизонтальной оси редуктора.
Крепится главный редуктор к подредукторной
раме двадцатью специальными болтами для
равномерного распределения нагрузки по местам
крепления главного редуктора.
Передача мощности на рулевой винт
осуществляется хвостовым валом 5 через промежуточный
редуктор 6, промежуточный вал 7 и хвостовой
редуктор 8. Хвостовой вал 5 имеет шлицевые соединения,
76
допускающие осевые перемещения его секций
относительно друг друга для предотвращения
возникновения нагрузок от температурных напряжений и
несоосности от возможных поперечных перемещений
концевой балки.
Промежуточный редуктор 6 установлен внутри
коицевой балки и предназначен для изменения
направления передачи мощности иа угол 30°.
Хвостовой редуктор изменяет направление
передачи мощности от промежуточного вала к рулевому
винту и понижает частоту вращения.
Кинематическая схема трансмиссии вертолета
Ми-2. Для удобства изображения и наглядности
вся кинематическая схема трансмиссии (рис. 3.6)
показана в одной плоскости, для этого условно
развернуты на одну плоскость с валом несущего винта
и хвостовым валом с главные валы гили задние
приводы. Ведущие валы муфт свободного хода
главного редуктора жестко соединены с главными
валами соответственно правого и левого
двигателей.
Муфты свободного хода обеспечивают
поочередный запуск двигателей и автоматическое
отключение главного редуктора от главных валов
двигателей при их остановке, а также отсоединение
каждого двигателя от главного редуктора при полёте
вертолета на режиме авторотации.
Передача мощности на несущий винт каждого
двигателя осуществляется от двух ведущих валов
через муфты свободного хода вил посредством
трех ступеней зубчатых передач главного редуктора
через две пары зубчатых конических колес 8,7 к 22,

Рис. 3.5. Хвостовой редуктор:
/ — корпус; 2 — ведущее зубчатое колесо; 3 — стакан; 4 —входной карданный
вал; 6 — крышка; 6 — масломерная линейка; 7—фланец; в —ведомое зубчатое
колесо; 9 — механизм управления рулевым винтом
п

П П П 75
17 IS 19 20 11 21
Рис. 3.6. Кинематическая схема трансмиссии вертолета Мн-2:
а — привод нагнетающего масляного насоса; б, к — приводы
откачивающих маслонасосов для муфт свободного хода; в, л,— муфты
свободного хода; г — главный вал от правого двигателя; д <— вентилятор;
е — привод к компрессору АК-50М-1Г; ж — привод датчика тахометра
ДТЭ-1; и — привод несущего винта; к — тормоз несущих винтов; * —
главный вал от левого двигателя; я — привод гидроагрегата ГБ-2;
р — привод откачивающего маслонасоса; с — хвостовой вал; т —
генератор ГТ16П48; у — промежуточный редуктор; ф — промежуточный
вал; ц — хвостовой редуктор; « — привод рулевого винта; 1. 2, 18 —
зубчатые колеса привода рулевого винта; 3, 4—зубчатые колеса
привода нагнетающего маслонасоса; 5, 6, 20, 23 — зубчатые колеса
второй ступени; 7, 8, 21, 22 — зубчатые колеса первой ступени; 9, 10, 11,
12, 13 — зубчатые колеса приводы вентилятора; 14, 15 — зубчатые
колеса привода датчика тахометра; 16, 17, 18 — зубчатые колеса третьей
ступени; 24, 25, 26, 27 — зубчатые колеса привода гидроагрегата; 28,
29 — зубчатые колеса привода генератора; 30, 31 — зубчатые колеса
промежуточного редуктора; 32, 33 — зубчатые колеса хвостового
редуктора
21 первой ступени, через две пары зубчатых
цилиндрических колес 6, 5 к 23, 20 второй ступени и
через две пары зубчатых цилиндрических колес 16,
17 и 19, 17 третьей ступени.
На промежуточном вертикальном валу
конического зубчатого колеса 21 передачи мощности со
стороны левого двигателя имеется привод барабана
тормоза к и место для установки тормоза, которым
обеспечивается торможение несущего и рулевого
винтов на стоянке и при транспортировке
вертолета. Со стороны правого двигателя через пару
конических зубчатых колес 8, 7 и через пару зубчатых
цилиндрических колес 14, 15 осуществляется
привод датчика тахометра ж.
С этой же конической пары зубчатых колес через
зубчатые цилиндрические колеса 13, 12, 9
осуществлена передача к промежуточному редуктору
компрессора и через пару зубчатых конических колес 10,
11 приводится вентилятор д.
Со стороны левого двигателя через зубчатые
конические колеса 22, 21, цилиндрические зубчатые
колеса 23, 20, 18 и пару конических зубчатых
колес /, 2 осуществляется привод хвостового вала с,
от которого через зубчатые конические колеса 30, 31
промежуточного редуктора у, промежуточный вал
ф и конические зубчатые колеса 32, 33 хвостового
редуктора ц передается мощность на рулевой винт
вертолета. . г,Ш
' От вала конического зубчатого колеса 2 через
зубчатые цилиндрические колеса 27, 28, 29
приводится генератор т, а через зубчатые
цилиндрические колеса 27, 26, 25, 24 приводится гидроагрегат п.
Все приводы кинематически между собой связаны
и при отключении одного из двигателей, правого
или левого, все агрегаты, несущий и рулевой винты
продолжают работать от другого двигателя.
78
Главный редуктор ВР-2Б. Корпус главного
редуктора состоит из крышки, корпуса и поддона (см.
рис. 2.58).
Внутри корпуса размещена на подшипниках
качения "система валов с коническими и
цилиндрическими зубчатыми колесами.
В передней части главного редуктора (по полету)
вертолета из корпуса выведены два входных вала,
к которым присоединяются главные валы
двигателей..
Передача крутящего момента от главных валов
двигателей к входным валам главного редуктора
производится посредством карданных узлов. Такое
соединение обеспечивает нормальную работу
двигателей и главного редуктора при несоосности валов
до 5 мм.
Спереди на корпусе с наклоном вверх к
горизонтальной плоскости на 8° размещен вал привода
вентилятора. Рядом с приводом вентилятора
расположен направленный вверх привод к промежуточному
редуктору компрессора.
В верхней части корпуса главного редуктора, в
центре его, выведен вал передачи мощности к
несущему винту.
В правой верхней части расположен привод
датчика тахометра и штуцер для установки датчика
давления масла, в левой передней части
расположен вал для крепления барабана тормоза несущего
винта и суфлер.
С задней стороны на корпусе главного редуктора
установлена коробка приводов, из которой с
наклоном вниз к горизонтальной плоскости на угол 5°
выведены три привода; в центре крышки коробки
приводов имеется привод хвостового вала, слева
имеется вал привода генератора и справа — вал
привода гидроагрегата.

Рис. 3.7. Главный редуктор ВР-2Б (продольный разрез):
1 — ведущее зубчатое колесо второй ступени; 2 — ведущее зубчатое колесо первой ступени; 3 — ведомый вал МСХ; 4-—корпус МСХ; 5 —
ведущий вал МСХ; 6—сепаратор; 7 — ведомое зубчатое колесо первой, ступени; 3 — промежуточный вал; 9 — вал привода тормозного
барабана; 10 — вал; //—ведомое зубчатое колесо нторой ступени; 12 — крышка коробки приводов; 13—поддон
С правой стороны корпуса главного редуктора
установлена заливная горловина, предназначенная
для заливки масла в главный редуктор.
С задней стороны корпуса главного редуктора с
наклоном вверх имеется фланец со шпильками для
крепления узлов управления несущим винтом
вертолета.
Спереди с левой и правой сторон корпуса
расположены шпильки для установки узлов
электрооборудования двигателей.
Главный редуктор имеет независимую от
двигателей масляную систему, включающую два масляных
иасоса, масляный фильтр, клапан предельного
давления, масляные магистрали, форсунки с
направлением струй на зубчатые зацепления и элементы
качения подшипников.
Масляным баком маслосистемы главного
редуктора служит внутренняя полость поддона!
Конструкция главного редуктора ВР-2Б. На рис.
3,7 изображен продольный разрез главного
редуктора по оси главного вала от левого двигателя, по
оси левого промежуточного вала и вала тормоза и
по оси левого ведомого вала второй ступени.
Главный вал двигателя присоединяется к фланцу
ведущего вала 5 муфты свободного хода (МСХ).
На рис. 3.8 представлен продольный разрез
передач главного редуктора по оси привода
вентилятора и оси привода датчика тахометра.
На рис. 3.9 представлен разрез главного
редуктора по крышке коробки приводов агрегатов,
проходящий через ось передачи к хвостовому валу, по
оси привода генератора и по оси привода
гидроагрегата. Эта задняя коробка приводов
расположена со стороны задней стенки корпуса главного
редуктора, оси приводов наклонены вниз к
горизонтальной плоскости на угол 5°.
Промежуточный редуктор. Промежуточный
редуктор передает мощность и изменяет направление
оси хвостового вала на угол 30? в соответствии с
изгибом хвостовой балки, для чего в редукторе
применены конические зубчатые колеса с
передаточным отношением, равным 1 (рис. 3.10).
Хвостовой редуктор. Хвостовой редуктор
передает мощность на рулевой винт и изменяет
направление оси от концевой части хвостового вала к
рулевому винту на угол 90°. В редукторе применены
79

Рис. 3.8. Главный редуктор ВР-2Б. Разрез по осям приводов вентилятора и датчика тахометра:
1 — сдвоенное зубчатое колесо; 2 — зубчатое колесо привода вентилятора; 3 — вал привода компрессора; 4 — зубчатое колесо; 5—
зубчатое колесо привода тахометра
конические зубчатые колеса со спиральным зубом
и передаточным отношением, равным 1,7064 (рис.
3.11).
Система смазывания хвостового редуктора бар-
ботажная.
Одиорядяый подшипник ведомого зубчатого
колеса смазывается маслом, поступающим по
сверлению из специального кармана-улавливателя,
отлитого в корпусе.
Заливка масла в хвостовой редуктор
производится через отверстие, закрываемое пробкой.
Уровень масла проверяется масломериой
линейкой.1
Суфлирование редуктора осуществляется через
внутреннюю полость хвостовика ведомого
зубчатого колеса.
Трансмиссия вертолета Ми-4
Трансмиссия вертолета Ми-4 включает в себя
главный вал /, главный редуктор 2, хвостовой вал
4] промежуточный редуктор 5, промежуточный
вал 6, хвостовой редуктор 7, тормоз несущего
винта 3 (рис. 3.12).
-На приводы несущего винта, рулевого винта,
агрегатов, обеспечивающих работу систем вертолета,
мощность поступает от одного двигателя АШ-82В
через муфту включения трансмиссии. Муфта
включения служит для разъединения двигателя и
трансмиссии при запусках двигателя и последующей
связи двигателя с трансмиссией с целью передачи
мощности.
ВО
Размещение двигателя АШ-82В и агрегатов
трансмиссии показано на рис. 3.12.
Главный редуктор 2, как%ртдельный агрегат,
устанавливается на вертолете на подкосах подредук-
торной рамы в верхней части фюзеляжа. Главный
редуктор соединяется с двигателем главным
валом /.
Передача мощности на рулевой винт
осуществляется хвостовым валом 4 через промежуточный
редуктор 5, промежуточный вал 6 и хвостовой
редуктор 7.
Для компенсации осевых перемещений от
температуры, отклонений установочных-размеров, биения
осей выходного вала двигателя и входного вала
главного редуктора муфта главного вала,
устанавливаемая на входной вал, имеет шлицевое соедине-.
ние, допускающее осевые перемещения.
Для компенсации осевых перемещений между
главным редуктором и промежуточным редуктором
шарнирные части хвостового вала, расположенные
между шпангоутами хвостовой балки, имеют шли-
цевые соединения, свободные для осевых
перемещений. Подобное шлицевое соединение выполнено и в
верхней части промежуточного вала,
расположенного между промежуточным редуктором и
хвостовым редуктором.
Промежуточный редуктор установлен, внутри
хвостовой балки и предназначен для изменения
направления оси хвостового вала на 45° и передачи
мощности на хвостовой редуктор через
промежуточный вал.

Рис. 3.10. Промежуточный редуктор:
1 — корпус; 2 — ведущее зубчатое колесо; 3, 6 — стаканы
подшипников; 4 — входной вал с карданом; 5 — выходной вал с карданом; 7 —
ведомое зубчатое колесо
Рис. 3.9. Главный редуктор ВР-2Б (разрез по приводу
хвостового вала и приводам агрегатов):
/ — фланец; 2 — зубчатое колесо привода генератора; 3 — фланец
крепления генератора; 4 — зубчатое колесо привода гидроагрерата
Рис. 3.11. Хвостовой редуктор:
/ — корпус; 2 — ведущее зубчатое колесо; 3 —стакан подшипников;
4 — входной вал с карданом; 5—крышка; 6 — фланец; 7 — крышка:
крепления токосъемника; 8 — ведомое зубчатое колесо; 9 —
механизм управления общим шагом рулевого винта
6-1662
S1

Рис. 3.12. Трансмиссия вертолета Мн-4:
1 — главный вал; 2 — главный редуктор; 3 — тормоз несущего
внита; 4 — хвостовой вал; 5 — промежуточный редуктор; 6 —
промежуточный вал; 7 — хвостовой редуктор
Хвостовой редуктор изменяет направление
передачи мощности от промежуточного вала к рулевому
винту и понижает частоту вращения к рулевому
винту.
Кинематическая схема трансмиссии вертолета
Ми-4. Для удобства изображения и наглядности
схема показана в одной плоскости (рис. 3.13). Для
этого приводы агрегатов и привод рулевого винта
условно развернуты в одну плоскость с валом
несущего винта, главным и хвостовым валами.
Передача мощности на вал несущего винта
осуществляется от главного вала а через три ступени
редукции главного редуктора.
Первая ступень передает мощность двигателя
через муфту свободного хода и коническую пару
зубчатых колес 1 и 2 с круговыми зубьями.
Вторая ступень является планетарным рядом,
состоящим из двух зубчатых колес: ведущего с
наружным зубчатым веицом 7 и неподвижного с
внутренними зубьями 8, находящимися в зацеплении с
шестью сателлитами 9. Сателлиты закреплены в
Рнс. 3.13. Кинематическая схема трансмиссии вертолета Ми-4:
1 — главный вал; б — муфта главного вала; « — муфта свободного
хода; г — дополнительный привод для гидронасоса; д — вал несущего
винта; е — иривод гидронасоса дублирующей системы; ж — привод
датчвка тахометра; з — привод гидронасоса основной системы; и —
" тормоз несущего винта; к — передняя шарнирная часть хвостового
вала; я — передняя жесткая часть хвостового вала; м — средняя шар-
вирная часть хвостового вала; к — задняя жесткая часть хвостового
вала; я — задняя шарнирная часть хвостового вала; р —
промежуточный редуктор; с — промежуточный вал; т — хвостовой редуктор; у —
привод рулевого виита; ф — привод масляного иасоса главного
редуктора; /, 2 — зубчатые колеса первой ступени; 3, 4, 5. 6 — зубчатые
колеса дополнительного привода для гидронасоса; 7, 8, 9 — зубчатые
колеса планетарной второй ступени; 10, 11, 12—зубчатые колеса
планетарной третьей ступени; 13, 14, 15 — зубчатые колеса привода
гидронасоса дублирующей ступени; 16, 17 — зубчатые колеса привода
датчика тахометра; IS — вубчатое колесо привода гидронасоса основной
системы; 19, 20 — зубчатые колеса привода хвостового вала; 21, 22 —
зубчатые колеса привода масляного .насоса; 23, 24 — зубчатые колеса
промежуточного редуктора; 25, 26 — зубчатые колеса хвостового
редуктора
82

Таблица 3.2
Номер

зубчатого
колеса
Число
зубьев
1
35
2
27
3
23
4
14
5
44
6
82
7
39
8
93
9
27
10
81
11
21
12
39
13
44
14
16
15
23
16
28
17
56
18
30
19
27
20
35
21
49
22
33
23
—
24
——
25
23
26
53
корпусе, который связан с ведущим зубчатым
колесом 12 планетарного ряда третьей ступени.
Ведущее зубчатое колесо 12 третьей ступени
зацепляется с восемью сателлитами //,
установленными в корпусе сателлитов, и обкатывающимися по
неподвижному зубчатому колесу 10 с внутренними
зубьями и передающими вращение через корпус
сателлитов валу д несущего винта.
Мощность на рулевой винт передается от
ведомого вала первой ступени через коническую передачу
зубчатых колес 20 и 19 с круговыми зубьями.
Приводы от главного редуктора к агрегатам
выведены на левую и правую стороны корпуса
главного редуктора.
На левой стороне через зубчатые цилиндрические
колеса 6 и 13, конические колеса 14 и 15
приводится гидронасос НШ-11М дублирующей гидросистемы
вертолета. Зубчатыми колесами 16 и 17
осуществляется привод ж датчика тахометра ДТЭ-5М, а
зубчатыми колесами 17 и 18 — привод з гидронасоса
НШ-11М основной гидросистемы вертолета.
На правой стороне корпуса главного редуктора
через цилиндрические зубчатые колеса 6 и 5 и
конические колеса 4 и 3 осуществляется
дополнительный привод г гидронасоса, а от ведомого вала
первой ступени через цилиндрические зубчатые колеса
21 и 22—привод ф масляного насоса главного
редуктора.
Тормоз несущего винта и устанавливается на
главный редуктор в месте привода хвостового вала
к, а барабан тормоза приводится во вращение от
выходного вала редуктора.
От хвостового вала вращение передается через
зацепление конических зубчатых колес 23, 24 с
круговым зубом промежуточного редуктора р,
промежуточного вала с и конических зубчатых колес
25, 26 хвостового редуктора т на привод рулевого
винта *л
Число зубьев зубчатых колес в трансмиссии
вертолета Ми-4 приведены в табл. 3.2.
Приведем кинематический и силовой анализ
только планетарных механизмов главного редуктора
Р-5, как наиболее сложного в кинематической
схеме.
Вторая и третья ступени главного редуктора
состоят из двух планетарных механизмов с
внутренними передаточными отношениями *
«7,8 =
93
<«>8 г7 39
81
«12,10 = = = — = — -6,U0.
«ю *i2 39
Уравнение кинематической связи позволяет
определить передаточные отношения и угловые скорости
* Определение передаточного отношения соответствует
ГОСТ 16530—70
звеньев
(1 — «7Л) (012 = U>7 — «7,8">8;
(1 — «12,10) ">в=в)12 — "^.Ю тЮ-
Так как g>i0=g>8=0, to
(1— и7,6)тп=(й7;
(1 — "12,10 )(ов=<о12;
«7а=-^-=(1-"7.8)(1-а12>1о)=[1-(-2,За)][1-
-(-2,08)] = 10,45.
Главный редуктор Р-5. Этот редуктор
предназначен для передачи мощности от двигателя через
главный вал на вал несущего винта, на хвостовой
вал, гидронасосам НШ-11М основной и
дублирующих систем управления вертолета, датчику
тахометра и дополнительный привод на правой коробке
приводов (рис. 3.14).
Тормоз несущего виита установлен на корпусе
привода хвостового вала.
Главный редуктор установлен на подредукторной
раме с помощью четырнадцати болтов, проходящих
через бобышки в кольце рамы и в корпусе
редуктора. Кольцо подредукторной рамы соединяется с
фюзеляжем с помощью четырех пар подкосов.
На передней части корпуса закреплен корпус с
муфтой свободного хода, позволяющей
автоматически отсоединять двигатель с главным валом от
остальных узлов трансмиссии и несущей системы
при полетах вертолета на режимах авторотации,
планировании.
К корпусу внизу крепится маслоотстойник с мас-
лоагрегатом, масляным сетчатым фильтром МФС-
19-1, редукционным клапаном, магнитной пробкой.
На верхнем корпусе установлен суфлер главного
редуктора.
При выходе из строя внешней откачивающей мас-
лосистемы, вызвавшей понижение уровня масла до
уровня нагнетающей ступени, в редукторе остается
аварийный запас масла, позволяющий главному
редуктору работать в течение некоторого времени.
В главный редуктор заливается в зависимости от
условий эксплуатации летний или зимний
смазочный материал — масло МС-20 или МК-22.
Промежуточный редуктор. Промежуточный
редуктор на вертолете Ми-4 предназначен для
передачи мощности на рулевой винт и имеет
передаточное отношение, равное 1 (рис. 3.15).
Смазывание зацепления конических колес и
подшипников осуществляется разбрызгиванием.
Для увеличения теплоотдачи в воздух наружная
и внутренняя поверхность корпуса имеют ребра,
благодаря чему температура масла в
промежуточном редукторе при нормальных летных условиях
работы не превышает рабочего диапазона.
6*
83

Рис. 3.14. Главный редуктор Р-5:
1 — фильтр; 2 — ыаслоотстойник; 3 — корпус подшипников; 4 —
опорный вал; 5 — ведомое зубчатое колесо первой ступени; 6—фланец;
7 — ведущая обойма муфты свободного хода; 8 — сепаратор; 9 —
ведома»! обойма муфты свободного хода; 10 — вал конического зубчатого
колеса первой ступени; // — корпус муфты свободного хода; 12 —
ведущее зубчатое колесо; 13— нижний корпус; 14 — центральное
зубчатое колесо привода-агрегатов; 15—неподвижное зубчатое колесо с
внутренними зубьямн; 16-~ сателлит второй ступени; П — опора
неподвижных зубчатых колес,второй и третьей ступени; 18 — ведущее
зубчатое колесо второй ступени; 19 — неподвижное зубчатое колесо; 20 —
сателлит третьей ступени; 21 — ведущее зубчатое колесо третьей
ступени; 22 — верхний корпус; 23 — корпус сателлитов третьей ступени;
24 — вал несущего винта; 25 — суфлер; 26 — корпус сателлитов второй
ступени; 27 — корпус подшипников; 28 — фланец; 29 — ведомое
зубчатое колесо привода хвостового вала; 30 — ведущее зубчатое колесо
привода хвостового вала; 31 — маслонасос
84 '

Для смазывания деталей промежуточного
редуктора применяется гипоидное масло (1,6 кг).
Хвостовой редуктор. Этот редуктор (рис. 3.16)
устанавливается у входного вала 4 и служит для
Рис. 3.15. Промежуточный редуктор:
1 — ведущее зубчатое колесо; 2, 7 — фланец; 3, 6 — стаканы; 4 —
корпус; 5—суфлер; 8 — ведомое зубчатое колесо
передачи мощности на рулевой винт, понижения
частоты вращения и изменения оси вращения на
угол 90° к хвостовой балке.
На корпусе установлены масломерная линейка,
датчик температуры масла П-1, сливная пробка и
смотровая пробка. Суфлирование внутренней
полости корпуса хвостового редуктора осуществляется
через трубку и отверстия в головке масломерной
линейки.
Контроль уровня масла в хвостовом редукторе
производится, как и в промежуточном редукторе
масломерной линейкой. Смазывание зубчатого
зацепления и подшипниковых узлов осуществляется
разбрызгиванием масла. Хвостовой редуктор
смазывается гипоидным маслом.
Трансмиссия вертолета Ми^-б
В трансмиссию вертолета Ми-6 входят два
главных вала /, главный редуктор Р-7 3, вал привода
вентилятора 2, хвостовой вал 5, промежуточный
редуктор 6, промежуточный вал 7, хвостовой
редуктор 8, тормоз несущего винта 4 (рис. 3.17).
На приводы несущего винта, рулевого винта,
вентилятора, агрегатов, обеспечивающих работу
систем вертолета, мощность поступает от правого и
левого двигателей Д-25В через главные валы на
главный редуктор Р-7.
Главный редуктор передает мощности от двух
двигателей через зубчатые колеса на валы
несущего винта вертолета.
Размещение двигателей и трансмиссии на
вертолете Ми-6 показаны на рис. 3.17.
Главный редуктор устанавливается на вертолете
иа подкосах подредукторной рамы в верхней части
фюзеляжа вертолета.
Передача мощности на рулевой винт
осуществляется хвостовым валом через промежуточный
редуктор, -промежуточный- вал и хвостовой редуктор.
Хвостовой вал вращается на подшипниковых
опорах, размещенных в хвостовой балке вертолета, и
имеет шлицевые соединения, допускающие осевые
перемещения его секций относительно друг друга
для предотвращения возникновения нагрузок от
температурных напряжений и несоосности, от
возможных поперечных перемещений хвостовой балки.
Промежуточный редуктор установлен внутри
концевой балки и предназначен для изменения
направления передачи мощности к рулевому винту.
Хвостовой редуктор связан через промежуточный
вал с промежуточным редуктором, изменяет
направление передачи мощности и уменьшает частоту
вращения к рулевому винту.
Кинематическая схема трансмиссии вертолета
Ми-6. Для удобства изображения и наглядности"
вся кинематическая схема (рис. 3.18) показана в
одной плоскости, для чего условно развернуты в
одну плоскость с валом несущего винта и
хвостовым валом входные валы, приводы агрегатов левой -
и правой коробок приводов.
Передача мощности от каждого двигателя а, и
осуществляется главными валами б, к, имеющими
две роликовые муфты, две рессоры и вал средний.
Одна роликовая муфта соединяется с выходным
валом двигателя, другая — с входным валом
главного редуктора.
Передача мощности на вал несущего винта п в
главном редукторе осуществляется через муфту
свободного хода, дифференциальный
уравнительный механизм и три ступени редуктора.
В дифференциальном уравнительном механизме
мощность каждого двигателя делится на два потока
и поступает через рессоры на первую коническую
ступень, состоящую из ведущего 10 и ведомого 11
конических зубчатых колес с круговым зубом.
Ведомое коническое зубчатое колесо 11 первой
ступени выполнено заодно с ведущим зубчатым
цилиндрическим колесом второй ступени 12, которое
входит в зацепление с центральным ведомым
зубчатым колесом 13, суммирующим потоки мощности
от двух двигателей.
Третья ступень является дифференциальным
механизмом, состоящим из планетарной части и
ступени перебора.
Планетарная часть включает ведущее зубчатое
цилиндрическое колесо 20, которое соединено с
зубчатым колесом 13 и входит в зацепление с
восемью сателлитами 21.
Одновременно эти восемь сателлитов входят в
зацепление с колесом 22, которое сцепляется с
помощью шлиц с ведущим зубчатым колесом перебора
17.
Ведущее зубчатое колесо перебора входит в
зацепление с десятью промежуточными зубчатыми
колесами 18, которые одновременно зацепляются
с ведомым зубчатым колесом с внутренними
зубьями 19.
Зубчатое колесо 19 соединяется с водилом
планетарной ступени, которое болтовым соединением
соединено с валом несущего винта и вращается как
единое целое.
Выполнение третьей ступени таким образом
позволяет направить мощность, идущую на несущий
винт, двумя потоками, один из которых
направляется через водило планетарной ступени сразу на
85

Рис. 3.16. Хвостовой редуктор:
/ — ведущее зубчатое колесо; 2— вал; 3— крышка; 4—
вал входной; 5 — ведомое зубчатое колесо; 6 — корпус;
7 — крышка; 8—ступица; 9— узел штока управления
рулевым винтом;. 10 — вал выходной
86

Рис. 3.17. Трансмиссия вертолета Ми-6:
/ — главный вал; 2 — вал привода вентилятора; 3 — главный редуктор Р-7; 4 — тормоз
несущего винта; 5 — хвостовой вал; 6 — промежуточный редуктор; 7 — промежуточный вал;
8 — хвостовой редуктор
вал несущего винта, а второй поток через зубчатые
колеса 21, 22, 17 поступает на перебор, где
проходит через промежуточные колеса 18, закрепленные
на корпусе главного редуктора, и зубчатое колесо
19, объединяя мощность на валу несущего винта.
Привод хвостового вала ш осуществляется
парой конических зубчатых колес с круговым зубом,
ведущее колесо 35 которого соединено с ведомым
цилиндрическим колесом 13 второй ступени, а
ведомое зубчатое колесо 36 установлено на
подшипниках в корпусе главного редуктора.
Приводы вертолетных агрегатов выведены на
заднюю левую и правую коробки приводов,
аналогичные друг другу по количеству зубчатых колес и
приводным агрегатам, от ведомого конического
зубчатого колеса 33 первой ступени через зубчатое
коническое колесо 34 приводится левый генератор
СГС-90/360 и осуществляется привод левой коробки
приводов.
От ведомого конического зубчатого колеса 23
осуществляется привод правого генератора СГС-
90/360 и правой коробки приводов.
На левой и на правой коробках приводов через
зубчатые колеса 25, .24, 26, 31, 32 приводятся
запасные приводы, от зубчатого колеса 31 через
зубчатые колеса 26 приводятся датчики тахометра
ДТЭ-1, ДТЭ-2, через зубчатые колеса 30, 28, 27 и
29 приводятся гидронасосы НШ-2С.
На переднюю часть корпуса главного редуктора
выведен привод вентилятора от ведомого зубчатого
колеса второй ступени 13 через зубчатые колеса 16,
15, 14.
От цилиндрического зубчатого колеса 48,
связанного с зубчатым колесом 15, приводится через
зубчатое колесо 47 маслонасос МНР-23, а через
зубчатые колеса 46, 45 приводится маслонасос.
В корпусе уравнительного механизма от
встроенного в ведущий вал зубчатого колеса 4, через
зубчатые колеса 3, 2, 1 приводится маслонасос МН-7П,
а от зубчатого колеса 5, через зубчатые колеса 6, 7,
8, 49, 9 приводится маслонасос МНО-7.
Главный редуктор Р-7. Главный редуктор Р-7
представляет собой отдельный агрегат, состоящий
из корпусов, механизма главного редуктора и его
масляной системы.
Он предназначен для передачи мощности на
несущий винт, рулевой винт, вентилятор и на
агрегаты, обеспечивающие работу систем вертолета, с
необходимым уменьшением частоты вращения для их
привода. Главный редуктор устанавливается в ре-
дукторном отсеке верхней части фюзеляжа на
восемь подкосов, которые крепятся на фюзеляж
вертолета.
Корпус главного редуктора состоит из верхнего,
среднего, нижнего корпусов, маслоотстойника,
крышек правой и левой коробок приводов, с
расположенными в них зубчатыми колесами, валами на
подшипниковых опорах, узлами и насосами масло-
системы главного редуктора. К передней части
нижнего корпуса крепятся два левых и правых корпуса
с дифференциальными уравнительными
механизмами, муфтами свободного хода и встроенными
роликовыми муфтами, соединяющимися с главным
валом шлицами.
На заднюю часть нижнего корпуса выведен
привод хвостового вала с фланцами крепления
тормоза, левой и правой крышек коробок приводов. К
нижней части корпуса крепится маслоотстойник.
Внутри маслоотстойника установлен масляный
агрегат МНР-23, а на наружном фланце крепится
подкачивающая ступень этого маслоагрегата.
На корпусе маслоотстойника закреплены
масляные фильтры МФС-19-11 и МФС-19-14, предохрани-
87

20 21 22
Рис. 3.18. Кинематическая схема трансмиссии вертолета Ми-6:
а — левый двигатель; б, к — главные валы; в, я — приводы маслоиасоса МНО-7; г, л — муфты
свободного хода; д, н — уравнительные механизмы; е — привод маслоиасоса МНР-23,
ж—привод вентилятора; з, а, — приводы маслоиасоса МН-7П; и — правый двигатель; л — вал несущего
винта; р —привод генератора; с, т — приводы гидронасосов; у — привод датчика тахометра; ф —
запасной привод; х — привод маслоиасоса; ц — тормоз несущих винтов; щ — хвостовой вал; щ —
привод маслоиасоса промежуточного редуктора; э — промежуточный вал; ю — привод рулевого
винта; я —привод маслоиасоса хвостового редуктора; 1, 2, 3, 4 — зубчатые колеса привода
маслоиасоса МН-7П; 5, 6, 7, 8, 9, 49 — зубчатые колеса привода маслоиасоса МНО-7; 10, II, 33,
43 — зубчатые колеса первой ступени; 12, 13, 44 — зубчатые колеса второй ступени; 14, 15, 16 —
зубчатые колеса привода вентилятора; 17, 18, 19 — зубчатые колеса перебора; 20, 21, 22 —
зубчатые колеса планетарной части третьей ступени; 23, 34 — зубчатые, колеса привода генераторов н
правой левой коробок; 24, 25, 26, 32 — зубчатые колеса запасных приводов; 27, 28, 29, 30 —
зубчатые колеса приводов гидронасосов; 31—зубчатые колеса привода датчика тахометра; 35, 36 —
зубчатые колеса привода хвостового вала; 37, 38 — зубчатые колеса промежуточного редуктора;
39, 40 — зубчатые колеса привода маслоиасоса; 41, 42 — зубчатые колеса хвостового редуктора;
45, 46, 47, 48 — зубчатые колеса привода масляного насоса

Рнс. 3.19. Главный редуктор Р-7 (продольный разрез):
1 — маслоагрегат МНР-23; 2 — маслоотстойиик; 3 — нижний корпус;
4—ведущее коническое колесо привода хвостового вала; 5 — фланец;
6 — центральное зубчатое колесо второй ступени; 7 — опорный вал;
в — ведомое зубчатое колесо с внутренними зубьями; 9 —
промежуточное зубчатое колесо; 10 — водило; 11 — ведущее зубчатое колесо
перебора; 12 — средний корпус; 13 — зубчатый венец с внутренними
зубьями планетарного ряда; 14 — промежуточный обод; 15 — сателлит;
16 — водило планетарного ряда; П — ведущее зубчатое колесо
планетарного ряда; 18 — верхний корпус; 19 — вал несущего виита; 20—
ведомое зубчатое колесо хвостового вала, 21 — вал; 22 — корпус привода
хвостового вала; 23 — нижняя опора
тельный клапан маслосистемы подпитки и имеются
посадочные места для установки двух датчиков
замера давления масла, датчика и сигнализатора
температуры масла.
Конструкция главного редуктора Р-7. На рис.
3.19 представлен продольный разрез главного
редуктора Р-7 по приводу вентилятора и приводу
хвостового вала, а на рис. 3.20 — разрез по входу
от двигателя и первой ступени. Корпус редуктора
Р-7 является основным силовым элементом
редуктора и при работе воспринимает и передает все
усилия от несущего винта к фюзеляжу вертолета.
Для охлаждения масла главный редуктор имеет
внешнюю маслосистему, состоящую из
откачивающей ступени маслоагрегата МНР-23,
трубопроводов, радиаторов.
Промежуточный редуктор. Промежуточный
редуктор вертолета Ми-6 предназначен для передачи
мощности от хвостового вала на рулевой винт с
изменением угла оси передачи вращения в
соответствии с направлением концевой балки.
Промежуточный редуктор (рис. 3.21) имеет одну
пару конических зубчатых колес с круговым зубом,
ведущее 7 и ведомое 12, которые установлены
симметрично на двух радиальных- роликовых
подшипниках и одном радиально-упорном шариковом
подшипнике.
Смазывание промежуточного редуктора
осуществляется маслом под давлением от маслонасоса и
разбрызгиванием, так как ведомое зубчатое колесо
погружено частью зубчатого венца в масло.
Количество масла контролируется по масломерной
линейке 2.
Хвостовой редуктор. Хвостовой редуктор
крепится фланцем корпуса с помощью болтового соедине-
ч ния в концевой балке вертолета и служит для
передачи мощности на рулевой винт с понижением
частоты вращения. Передача осуществляется одной
7—1662
89

s

Рис 3.20. Главный редуктор Р-7 (разрез по входу от двигателя и
первой ступени):
24—роликовая муфта; 25 — входной вал; 26 — корпус подшипников;
27 — ведущая обойма; 28 — сеиаратор; 29 — наружная обойма; 30 —
корпус уравнительного механизма; 31 — уравнительный механизм;
32, 34 — рессоры; 33 — корпус переходник; 35, 37 — ведущие зубчатые
колеса первой ступеии; 36, 41 — сдвоенные ведомые зубчатые колеса;
38 — крышка; 39 — зубчатое колесо; 40 — задний корпус; 42 — ось; 43 —
передний корпус

>
Рнс. 3.21. Промежуточный редуктор:
/ — фильтр; 2 — ыаслоыерная линейка; 3, 14 — корпусы подшипников;
4 — ведущий вал; 5 — фланец; 6 — корпус; 7 — ведущее зубчатое
колесо; 8 — кожух; 9 — колесо; 10 — фланец; // — ведомый вал; 12 —
ведомое зубчатое колесо; 13 — крышка; 15 — масляный насос
tttify^-fr'^.-gr.. ^, ^^д^. ь^.ццаад—

Рис 3.22. Хвостовой редуктор:
1 — корпус; 2 — ведущее Губчатое
колесо! 3 — вал зубчатого колеса;
4— переходник; 5 — входной вал;
6 — корпус маслокасоса: 7 —
корпус маслоотстоиника; 8— обод
ведомого конического зубчатого
колеса; 9 — ступица; 10, 12 —
крышки; 11 — ведомый вал; 13 —
механизм унравления общий шагом
рулевого винта
парой конических зубчатых колес со спиральным
зубом (рис. 3.22).
На маслоотстойнике установлен сливной кран.
Для контроля маслосистемы на хвостовом
редукторе установлены датчик давления и сигнализатор
максимальной температуры. На корпусе имеется
суфлер. ■
Хвбстовой редуктор смазывается в зависимости
от времени эксплуатации летним илн зимним
смазочным материалом (26 л), состоящим из смеси
гипоидного масла и масла АМГ-10.
Трансмиссия вертолета Ми-8
Трансмиссия вертолета Ми-8 (рис. 3.23)
включает в себя главный редуктор ВР-8А,
хвостовой вал, промежуточный редуктор,
промежуточный вал, хвостовой редуктор,
тормоз несущих винтов, вал привода
вентилятора. Мощность на привод несущего и
рулевого винтов агрегатов, обеспечивающих
раббту систем вертолета, поступает от
правого и левого двигателей ТВ-2-117 через
главный редуктор,ВР-8А.
Главный редуктор 2 как отдельный агре-"
гат устанавливается на вертолете на
подкосах подредуктор'ной рамы в верхней части
фюзеляжа вертолета.
Впереди по оси выведен из главного
редуктора привод вала вентилятора /, а
назад — привод хвостового вала 4 и тормоза
несущих виитов 3.
Передача мощности на рулевой винт
осуществляется хвостовым валом 4 через
промежуточный редуктор 5, промежуточный
вал 6 и хвостовой редуктор 7.
Хвостовой вал имеет шлицевые
соединения, допускающие осевые перемещения его
секций друг относительно друга .для
предотвращения возникновения нагрузок от
температурных напряжений и несоосности от
возможных поперечных перемещений
концевой балки.
Промежуточный редуктор установлен
внутри концевой балки и предназначен для
изменения направления передачи
мощности. ■ ".
Хвостовой редуктор изменяет
направление передачи мощности от промежуточного
вала к рулевому винту и понижает частоту
вращения рулевого вала.
■■■ Кинематическая схема трансмиссии
вертолета Ми-8. Для удобства изображения и
наглядности схема (рис. 3.24) показана в
одной плоскости. Условно ' развернуты в
одну плоскость с валом несущего винта ч
хвостовым валом входные валы, приводы
агрегатов и привод рулевого винта.
Передача мощности на вал несущего
винта осуществляется через три ступени
главного редуктора.
Первая ступень передает мощность от
двух двигателей а и г через муфты свббод-
ного хода б и д и ведущие зубчатые
колеса/и 7 и ведомое зубчатое колесо 2 с
косыми зубьями. Вторая Ступень состоит из
двух конических Зубчатых колес 8 и 9 с круговыми
зубьями.
Третья ступень является дифференциальной
замкнутой. Зубчатые колеса 12, 11, 10 составляют
замыкающую цепь дифференциала.
Зубчатое колесо 15 помещено на одном валу с
ведомым коническим зубчатым колесом 9 второй
ступени и является ведущим зубчатым колесом
дифференциала, а пять зубчатых колес 14, равномерно
расположенных по окружности, являются
сателлитами, водило которых сцеплено с валом несущего
винта.
Семь зубчатых колес 8 являются
промежуточными зубчатыми колесами замыкающей цепи.
93

Рис. 3.23. Трансмиссия вертолета Ми-8:
/ — вал привода вентилятора; 2 — главный редуктор; 3 — тормоз несущих винтов;
4 —хвостовой вал; 5 — проыежуточный редуктор; 6 — промежуточный вал; 7
—хвостовой редуктор
78 37 36
Рис. 3.24. Кинематическая схема трансмиссия вертолета Мн-8:
а — левый двигатель; б, д — муфты свободного хода; в — вал
вентилятора; г — правый двигатель; е — привод несущего винта; ж —
тормоз несущего внита; з—хвостовой вал; и — промежуточный вал; к —
привод рулевого винта; л, я, у — гидронасосы НШ-39-1М; м — привод
компрессора АК-50Т1, л — привод масляного агрегата; р — привод
генератора СГО-ЗОУ-4; с, т — датчики тахометра Д-1МТ; 1, 2, 7 —
зубчатые колеса первой ступени; 3, 4, 5, 6 — зубчатые колеса привода
вентилятора; 8, 9 — зубчатые колеса второй ступени; 10 — ведомое
зубчатое колесо второго ряда; И — промежуточное зубчатое колесо; 12 —
ведущее зубчатое колесо второго ряда; 13 — ведомое зубчатое колесо
первого ряда; 14 — сателлит; IS — ведущее зубчатое колесо первого
ряда третьей ступени; 16, П — зубчатые колеса привода хвостового
вала и барабана тормоза несущего виита; 18, 19 — зубчатые колеса
промежуточного редуктора; 20, 21 — зубчатые колеса хвостового
редуктора; 22, 25 — зубчатые колеса приводов гидронасосов; 13, 26, 27, .
28 — зубчатые колеса правой коробкн приводов; 24 — зубчатое колесо'
привода компрессора; 29 — центральное зубчатое колесо привода
коробок приводов; 30, 32, 33, 40, 41 — зубчатые колеса левой коробки
приводов; 31, 34, 35 — зубчатые колеса привода генератора; 36, 37, 39,
39 — зубчатые колеса привода датчиков тахометра
94

Рис. 3.25. Главн
/ — ведущее зубчатое колесо второй ступени; 2 — передняя крышка;
3 — сепаратор; 4— ведомая обойма; 5 — ведущая обойма; 6 — корпус
подшипника; 7 —втулка; 8 —ведущее зубчатое колесо первой
ступени; 9 — крышка привода вентилятора; 10 — фланец; 11, 24, 27 —
ведомые зубчатые колеса; 12— венцовое зубчатое колесо; 13 — сателлит;
14—корпус сателлитов; 15, 19 — ведущие зубчатые колеса; 16 — вал
Таким образом, в этой ступени крутящий момент
на вал несущего винта передается двумя путями:
через дифференциал 15, 14, 13 и цепь замыкания 12,
И, 10.
Передача мощности иа рулевой винт к
осуществляется через первую и вторую ступени редуктора и
через дополнительную ступень из двух конических
зубчатых колес 16 и 17, хвостовой вал 3, зубчатые
колеса 18 и 19 промежуточного редуктора,
промежуточный вал и, зубчатые колеса 20 и 21
хвостового редуктора.
Приводы от главного редуктора к агрегатам
выведены на переднюю, заднюю, левую и правую
стороны корпуса главного редуктора.
От зубчатых колес 2 и 3 и через зацепления
зубчатых колес 4, 5, 6 выведен привод к валу
вентилятора в.
i редуктор ВР-8:
несущего винта; П — верхний корпус; 18 — венцовое зубчатое колесо;
20 — промежуточное зубчатое колесо; 21 — корпус промежуточных
колес, 22 — вал полый; 23 — нижний корпус; 25 — корпус подшипников;
26 — фланец шлицевой; 28 — ведущее зубчатое колесо привода
хвостового вала; 29—поддон; 30 — магнитная пробка
На заднюю сторону выведен через зубчатые
колеса 29, 30, 31, 34, 35 привод генератора р.
От зубчатого колеса 30 приводится маслоагрегат
главного редуктора.
На левую коробку приводов выведены через
зубчатые колеса 29, 30, 32, 33, 41, 40, 36, 38, 39, 37
приводы к двум датчикам тахометра ст. Зубчатыми
колесами 36, 40 приводится гидронасос у.
На правую коробку приводов через зубчатые
колеса 29, 28. 27, 26, 23, 22, 25 приводятся два
гидронасоса л и н, а через пару зубчатых колес 23, 24
осуществляется привод компрессора м.
Главный редуктор ВР-8А. Он состоит из
корпусов, механизма главного редуктора и его масляной
системы.
Основной механизм главного редуктора
расположен в литом корпусе, верхняя часть которого имеет
жесткий пояс с пятью фланцами для крепления
95

главного редуктора к фюзеляжу вертолета. К
этому же поясу сверху на шпильках крепится корпус
вала несущего винта. К передней части корпуса
крепится передняя крышка, в которой размещены
два привода от двигателей, два фланца крепления
сферических опор двигателей и привод вентилятора.
К нижней части корпуса крепится поддон,
являющийся маслосборником главного редуктора.
Внизу на поддон крепится масляный агрегат.
На левой стороне корпуса редуктора крепится
крышка левой коробки приводов с двумя привода-
Ми датчиком тахометров, приводом гидронасоса
НШ-39-1М. На правой стороне корпуса
расположена крышка Правой коробки приводов с приводом
компрессора АК-50М и двумя приводами
гидронасосов НШ-39-1М. С правой стороны на поддоне
главного редуктора расположены масляный фильтр,
заливная горловина и масломерное стекло.
На задней стороне корпуса расположены привод
хвостового винта вертолета с фланцем крепления
тормоза несущих винтов, привод генератора СГО-
ЗОУ-4 и фланец крепления узлов автомата перекоса
несущего винта.
На рис. 3.25 представлен продольный разрез
главного редуктора с наложенным сечением по
приводу от левого двигателя.
Во время работы главного редуктора ведется
контроль за температурой и давлением масла в
главном редукторе, замер которых производится
датчиками, установленными на поддон.
Промежуточный редуктор. Промежуточный
редуктор вертолета Ми-8 (рис. 3.26) передает
мощность от хвостового вала на хвостовой редуктор.
Смазывание зацепления и подшипников
осуществляется разбрызгиванием. В промежуточный
редуктор в зависимости от температуры окружающей
среды заливается гипоидное масло или смесь 2/3
масла гипоидного и 1/3 масла типа АМГ-10.
Контроль уровня масла производится по рискам
масломерной линейки 5.
Суфлирование внутренней полости корпуса
осуществляется через суфлер 6 статического типа. Для
контроля температуры масла в корпус
вворачивается датчик температуры. Корпус промежуточного
редуктора имеет внутренние н наружные ребра,
которые придают ему дополнительную жесткость и
увеличивают площадь теплосъема для
поддержания рабочего температурного режима деталей
редуктора.
Охлаждение корпуса промежуточного редуктора
происходит омыванием потока воздуха через
жаберные щели в хвостовой балке.
.Хвостовой редуктор. Этот редуктор (рис. 3.27)
передает мощность на рулевой винт, понижает
частоту вращения и меняет направление оси переда-
-чя мощности на 90°.
Смазывание зубчатых зацеплений и
подшипников осуществляется разбрызгиванием.
.Контроль уровня масла осуществляется масло-
мерной линейкой. Суфлирование корпуса
хвостового редуктора осуществляется через трубку и
отверстие в ручке масломерной линейки.
Для контроля температуры масла в нижнюю
. часть корпуса ввернут приемник температуры
масла П-1.
В хвостовой редуктор заливается 1,3 л
гипоидного масла.
96 / . ;
Охлаждение корпуса хвостового редуктора
осуществляется омыванием потоком воздуха. Для сли-
Рис. 3.26. Промежуточный редуктор:
/ — ведущее зубчатое колесо; 2 — корпус; 3, 7 — стаканы
полтинников; 4 — фланец ведущий; 5 — маслоыериая линейка; б — суфлер; * —
фланец; 9 — ведомое зубчатое колесо
ва масла имеется сливное отверстие, закрытое
пробкой.
Рис. 3.27. Хвостовой редуктор:
/ — стакан; 2 — входной вал; 3 — ведомое зубчатое колесо; 4—корпус;
5— крышка; 6 — крышка крепления токосъемника; 7 — ведомый вал;
8 — ступица ведомого зубчатого колеса; 9 — механизм изменения
общего шага рулевого винта; 10 — ведущее зубчатое колесо; И— масло-
мерная линейка

Трансмиссия вертолета Ка-15
Трансмиссия предназначена для передачи
мощности „от коленчатого вала двигателя к двум соос-
ным валам несущих винтов, вращающихся в
противоположные стороны, и снижения частоты
вращения коленчатого вала двигателя.
последовательных передач — конической и
планетарной. Вращение от коленчатого вала двигателя к
передается через ведущее коническое зубчатое
колесо 17 ведомому коническому колесу 16,
установленному на валу колеса 14. От этого вала
вращение передается через его цилиндрический зубчатый
венец к шести сателлитам 15, установленным на
пальцах в корпусе сателлитов. Сателлиты
обкатываются по неподвижному зубчатому колесу 3 и
приводят во вращение корпус сателлитов, от которого
вращение передается выводному валу через
фрикционную муфту в или кулачковую муфту б. От
ведущего вала вращение также передается к валу
привода вентилятора а через конические зубчатые
колеса / и 2.
Главный редуктор РВ-15 служит для передачи--
мощности от выводного вала редуктора двигателя
на два соосных вала несущих винтов вертолета.
Передаточное отношение главного редуктора равно
2. Нижним фланцем стойки главный редуктор
крепится к фланцу носка редуктора двигателя, а
выводной вал редуктора двигателя с помощью шлиц
соединяется с ведущим валом главного редуктора
РВ-15. Вращение от ведущего вала редуктора
через ведущее зубчатое колесо 4 передается шести
блокам зубчатых колес. От зубчатых колес 5 через
колесо б вращение передается валу 2 нижнего
несущего винта, а от зубчатых колес 7 через зубчатое
колесо 9 вращение передается валу д верхнего
несущего винта. На главном редукторе установлен
тормоз несущих винтов е, привод к которому
осуществлен через конические зубчатые колеса 8 и 10.
От зубчатого колеса 5 и зубчатого колеса //
осуществляется привод маслонасоса и главного
редуктора.
Через зубчатое колесо 12, установленное иа
валике привода маслоиасоса, и зубчатое колесо 13
приводится во вращение датчик тахометра ж.
Данные о числе зубьев шестерен приведены в
табл. 3.3.
Рис. 3.28. Кинематическая схема
трансмиссии вертолета Ка-15:
а — привод вентилятора; б — кулачковая
муфта; в — фрикционная муфта; г — вал
нижнего несущего винта; д — вал верхнего
несущего виита; е — тормоз несущих винтов;
ж —датчик тахометра; и — маслонасос; к —
коленчатый вал двигателя; 1, 2 — зубчатые
колеса привода вентилятора; 3, 14, 15 —
зубчатые колеса второй ступени редуктора
двигателя; 4, 5, 6, 7, 9 — зубчатые колеса
привода; 8, 10 — зубчатые колеса привода
тормоза несущих винтов; И, 12, 13 — зубчатые
колеса привода датчика тахометра; 16, 17 —
зубчатые колеса первой ступени двигателя
редуктора
Трансмиссия вертолета, кинематическая схема
которой показана на рис. 3.28, состоит из редуктора
двигателя АИ-14В (АИ-14ВФ) и главного
редуктора РВ-15.
Редуктор двигателя выполнен в одном агрегате с
двигателем и передает мощность от горизонтально
расположенного коленчатого вала двигателя к
вертикальному выводному валу. Отношение частоты
вращения выводного вала редуктора к частоте
вращения коленчатого вала двигателя равно 0,309 и
получено применением в кинематической цепи двух
Номер
зубчатого
колеса
Число
зубьев
1
25
2
37
3
75
4
60
5
30
6
120
7
18
•
8
96
9
72
10
17
11
16
12
16
13
37
Таблица 3.3
14
39
15
18
16
41
17
37
Редуктор двигателя АИ-14В (рис. 3.29).
Комбинированная муфта редуктора состоит из
фрикционной и кулачковой муфт (см. рис. 3.29).
Фрикционная муфта предназначена для
отсоединения главного редуктора от двигателя при его
запуске, плавной раскрутки несущих винтов после
запуска двигателя и состоит из ведущего вала 4,-
корпуса блоков 5, девяти ведущих и десяти
ведомых дисков, ступицы комбинированной муфты 12 и
поршня 13 с поршневым кольцом.
Кулачковая муфта состоит из подвижного
фланца 14 с четырьмя торцевыми зубьями и
кулачкового фланца, изготовленного за одно целое с
корпусом сателлитов. Четыре сквозных отверстия в
промежутках между зубьями предназначены под
распорные втулки крепления фланца к втулке
управления муфтами. Восемь глухих отверстий с верхней
стороны фланца предназначены под пружины,
97

V^^^/'^^^/
у//>;,?7?77У/////е
Рнс. 3.29. Редуктор двигателя ЛИ-14 В:
1 — основной корпус; 2 — ведомое зубчатое колесо привода вентнлято- с втулкой управления; 12 — ступица комбинированной муфты- 13 ~
pa; J —ведущее зубчатое колесо привода вентилятора; 4 — ведущий поршень; 14 -г- подвижный фланец; /5 — ведомый венец; 16 — сател-
вал; 5— корпус: блоков; 6 — неподвижное зубчатое колесо; 7 - ступи- лит; 17 — палец; 18 - ведомое зубчатое колесо; 19 - коленчатый вал
ца, 8 —ведущий венец; 9 —корпус; 10 — выводной вал; И — каретка двигателя; 20 -= ведущее зубчатое колесо; 21 — диафрагма
постоянно отжимающие подвижный фланец к
кулачкам на корпусе сателлитов. Внутренними эволь-
вентными шлицами подвижный фланец установлен
на шлицы выводного вала 10, вдоль которого он
может перемещаться. Механизм управления
муфтами предназначен для последовательного
включения, фрикционной и кулачковой муфт. Механизм
управления муфтами (рис. 3.30) состоит из валика
1 и рычагов 2.
Включение и выключение муфт производится
поворотом валика /. При повороте валика
поворачиваются вильчатые рычаги 2.
-. При этом возможны четыре основных положения:
обе муфты выключены;
фрикционная муфта включена;
98
начало включения кулачковой муфты;
полное включение кулачковой муфты.
Первое положение — обе муфты выключены (рис.
3.31, с). При таком положении муфт производится
запуск двигателя.
Положение обеих выключенных муфт
соответствует положению, при котором вильчатые рычаги 2
(см. рис. 3.30) подняты вверх до упора и каретка со
втулкой управления // находится в крайнем
верхнем положении, а подвижный фланец 14 поднят
вверх до упора в ступицу комбинированной муфты
12 (см. рис. 3.29). При этом пружины сжаты.
В таком положении кольцевая канавка д втулки
управления не совпадает с отверстием к в ступице.
Масло из полости е, образованной лыской на вер-

тикальном валу и фрезеровкой в ступице
комбинированной муфты, не попадает в кольцевую канавку
д и не поступает к фрикционной муфте при сжатии
дисков.
Второе положение — фрикционная муфта
включена (рис. 3.31, б).
При повороте вильчатых рычагов вниз на угол
6°47'—30' от крайнего верхнего положения
кольцевая канавка д совпадает с отверстием к и масло из
Рис. 3.30, Механизм управлении комбинированной муфтой:
/ — валик; 2 — рычаг
полости е попадает в кольцевую канавку д, из
которой масло проходит через полость л в полость
ж, образованную лыской на вертикальном валу и
фрезеровкой в ступице комбинированной муфты и
далее по отверстию з в ступице поступает в полость
л над поршнем 13 муфты (см. рис. 3.29).
Масло, поступая из маслонасоса, давит на
поршень, поршень сжимает ведущие и ведомые диски
и тем самым включает фрикционную муфту.
В этом положении кулачковая муфта не
включена, и передача крутящего момента от корпуса
сателлитов вертикальному выводному валу
передается через фрикционную муфту, и производится
плавная раскрутка несущих винтов вертолета.
Третье положение — начало включения
кулачковой муфты— (рис. 3.31, в).
Поворот вильчатого рычага на угол 9°3'+1° от
крайнего верхнего положения соответствует началу
включения кулачковой муфты. При этом
положении фрикционная муфта еще не выключена, так как
кольцевая канавка д частично соединена с поло- .
стью е.
Четвертое положение — полное включение
кулачковой муфты (рис. 3.31, г).
Поворотом вильчатого рычага на угол 19°31'+10
от крайнего верхнего положения производится
полное включение кулачковой муфты. При этом
положении кольцевая канавка д не совпадает с
отверстием к, масло из полости е не попадает в канавку
д, и фрикционная муфта будет выключена.
Пружины полностью вводят в зацепление кулачки
подвижного фланца 14 в ответные кулачки на корпусе
сателлитов 5, и кулачковая- муфта, через которую
осуществляется передача мощности двигателя
вертикальному валу главного редуктора и далее
несущим винтом вертолета, включается.
На режимах авторотации, когда двигатель
работает на малой частоте вращения или вообще
остановлен, подвижный фланец 14 расцепляется по
зубьям с корпусом сателлитов и происходит разрыв-^
кинематической связи между двигателем и несущим
винтом.
Главный редуктор РВ-15. Редуктор состоит из
корпуса, силовой передачи, маслоотстойника и
тормоза несущих винтов (рис. 3.32). На редукторе-ус-
тановлены следующие агрегаты:
на основном корпусе — тормоз несущих винтов,
на корпусе маслоотстойника — масляный насос и
датчик тахометра.
Трансмиссия вертолета Ка-26
Трансмиссия, вертолета Ка-26 состоит из двух
редукторов двигателей М-14В26, главного
редуктора Р-26 и двух главных валов (рис. 3.33).
Редуктор двигателя / выполнен в одном агрегате
с двигателем и передает мощность от
горизонтально 'расположенного коленчатого вала двигателя к
выводному валу.
От каждого редуктора двигателя / через
главный вал 2 мощность передается к главному
редуктору 3, в котором происходит изменение частоты
вращения и передача мощности на два соосных
противоположного вращения вала несущих винтов.
Главный вал закреплен съемным хомутом иа
редукторе двигателя и связан с ним неподвижным
шлицевым соединением.
С главным редуктором главный вал связан
подвижным шлицевым соединением.
Главный вал имеет две упругие муфты и рессору
между ними, эти узлы соединены между собой
болтами.
Главный редуктор фланцем верхнего корпуса
закреплен на плите центроплана вертолета четырьмя
болтами.
На верхнем корпусе главного редуктора впереди
и справа (по полету) имеется два фланца для
крепления кронштейнов управления несущей системы
вертолета. Из корпуса подшипников вверх выходят
вал внутренний верхнего несущего винта и вал
наружный нижнего несущего винта. Корпус
подшипников имеет две цапфы, на которые
устанавливается нижний автомат перекоса.
Сзади к верхнему корпусу крепится коробка
приводов, на которой имеется тормоз несущих винтов
и посадочные места для установки генератора
ГТ16ПЧ8Б и датчика тахометра. На поддоне
главного редуктора внизу имеются посадочные места
для крепления узлов механизма управления
общим и дифференциальным шагами, приборов
контроля работы главного редуктора, магнитная
пробка и сливной кран.
Кинематическая схема трансмиссии вертолета
Ка-26 представлена на рис. 3.34. Ведущая ступень
редуктора правого двигателя вместе с приводом
вентилятора показана в одной плоскости.
Отношение частоты вращения выводного вала
редуктора двигателя к частоте вращения коленча-
99

Вильчатый рычаг подернут вверх до упора
подвижного храповика б ступицу
комбинированной мурты
Горизонтальная ось
f%'±30"
Горизонтальна^ ось
647 40' ■
Рис. 3.31. Комбинированная
а — обе муфты выключены; б — фрикционная муфта включения; в-
■ начало включения кулачко-
з, к — отверстия в ступице;
того вала равно 3,2 и получено применением в
кинематической цепи двух последовательных
передач — конической и планетарной.
Вращение от коленчатого вала двигателя м
передается через ведущее коническое зубчатое
колесо 19 ведомому коническому колесу 24,
установленному на ведущем валу. От этого вала через
цилиндрический зубчатый венец 25 приводятся во
вращение шесть сателлитов 26. Сателлиты обкаты-,
ваются по .неподвижному зубчатому колесу 27 с
внутренними зубьями и приводят во вращение кор-
ifyc сателлитов, от которого вращение передается
выводному валу через фрикционную к или
кулачковую л муфты. Через конические зубчатые колеса
22 и 23 приводится во вращение .вентилятор п, а
через цилиндрические зубчатые колеса 20 и 21 —
дополнительный маслонасос н.
В главном редукторе Р-26 передаточное
отношение редуктора равно 2,9429.
Выводной вал редуктора каждого двигателя
соединяется с ведущим коническим колесом 3
главного редуктора с помощью главного вала и.
Суммирование мощности от двух двигателей
происходит на ведомом коническом колесе 4,
закрепленном на одном валу с ведущим зубчатым
венцом 5. Вращение от ведущего зубчатого
венца 5 через большое зубчатое колесо 6
блока передается на зубчатый венец 7 вала нижнего
несущего винта в, а через большое 5 и малое 8
зубчатое колесо блока на зубчатый венец 9 вала
верхнего несущего винта 2. Через зубчатые венцы,
соединенные с валами, вращение передается
соответственно наружному и внутреннему валам.
Барабан тормоза д несущих винтов приводится
во вращение от поводка наружного вала через
зубчатые колеса //, 12, 13, а валик привода датчика
тахометра е через зубчатые колеса 14, 15, 16.
Конические зубчатые колеса 17, 18 приводят во вра-
Таблица 3.4
Номер
зубчатого
колеса
Число
зубьев
I
32
2
25
3
32
4
47
5
60
6
30
7
120
8
18
9
72
11
120
12
47
13
12
14
26
15
30
16
17
17
52
18
17
19
37
20
56
21
22
22
32
23
20
24
41
25
39
26
18
27
75
28
17
29
106
30
17
too

S'S'±30f
Горизонтальная ось
S°3'+1°
в)
Вильчатый рычаг повернут вниз до введения
в зацепление зуйьев жесткой, муфты
5°5'±30'
Горизонтальна ось
муфта:
вой муфты; г — полное включение кулачковой муфты; д — кольцевав канавка; е, ж — полости;
л — полость под поршнем
щение вал привода генератора ж. От внутреннего
вала г и зубчатых колес 29, 30, 1, 2 приводится вал
гидронасоса, а через зубчатые колеса 28, 29
приводится масляный насос главного редуктора.
Данные о числе зубьев зубчатых колес
приведены в табл. 3.4.
Редуктор двигателя М14В26. По конструкции
аналогичен редуктору двигателя АИ-14В (см.
рис. 3.29).
Главный редуктор Р-26. Главный редуктор
состоит из корпуса, силовой передачи, приводов
агрегатов и тормоза -несущих винтов, он имеет
автономную систему смазывания, систему
суфлирования и систему контроля появления стружки.
На редукторе установлены следующие узлы и
агрегаты:
на нижнем корпусе — гидронасос;
на коробке приводов — генератор, датчик
тахометра и тормоз несущих винтов;
на маслоотстойнике — масляный насос,
магнитная пробка, фильтр-сигнализатор, датчик
температуры и давления масла.
Разрез главного редуктора показан на рис. 3.35.
На рис. 3.36 показан вид сверху на главный
редуктор с коробкой приводов.
Генератор устанавливается на фланец и
крепится многозвенным хомутом 3.
Смазывание редуктора осуществляется под
давлением, разбрызгиванием масла. Редуктор не
имеет внешней маслосистемы. Отвод тепла
производится через корпус, в основном через маслоотстоиник
с ребрами, продуваемый воздухом от вентиляторов
двигателей вертолета.
Таблица 3.5
Номер
зубчатого
колеса
Число
зубьев
1
32
2
61
3
60
4
26
5
89
6
33
7
20
8
23
9
88
10
25
11
38
12
18
13
107
14
65
15
55
16
38
17
21
18
18
19
37
20
36
21
25
22
68
23
26
24
37
25
31
26
16
27
26
28
24
29
57
101

Рис. 3.31 Главный редуктор PB-1S:
1 — ведущий вал; 2 — стойка; 3 — ведущее зубчатое колесо; 4 —
крышка; 5 — большое зубчатое колесо; 6 — поводок с зубчатым венцом;
7 — ведомое зубчатое колесо; 8 — поводок; 9 — основной корпус; 10 —
суфлер; // — малое зубчатое колесо; 12 — верхний корпус; 13— вал
наружный; 14 — вал внутренний; IS — ДИСКОВЫЙ Тормоз несуЩнх
Винтов; 16 — крышка; 17 — корпус блоков; 18 — привод датчика
тахометра; 19 — маслоотстойннк; 20 — масляный насос
102

Давление масла контролируется манометром, а
количество его — масломерной линейкой 27.
Для обнаружения дефектов, связанных с
появлением стружки, на главном .редукторе установлены
магнитная пробка 28 и фильтр-сигнализатор 29
(см. рис. 3.35). В главный редуктор заливается
9 ... 9,5 л масла МК-22 (МС-20).
Рис. 3.33. Трансмиссия вертолета Ка-26:
1 — редуктор двигателя; 2 — главный вал; 3 — главный редуктор
Трансмиссия вертолета Ка-25К
Общие сведения. В трансмиссии вертолета Ка-
25К (рис. 3.37) основными элементами являются:
главный редуктор 2, два главных вала /, вал
привода вентилятора 4, вал 3 привода агрегата
рулевой системы АРС-10, тормоз несущих винтов 5.
Главный редуктор РВ-ЗФ предназначен для
передачи мощности от двух газотурбинных
двигателей ГТД-ЗФ к двум ооосным несущим винтам и
для привода вертолетных агрегатов. Соосные
выходные валы несущих винтов главного редуктора
расположены вертикально к плоскости установки
двигателей, вращаются в противоположных
направлениях с одинаковой частотой вращения.
Главный вал предназначен для передачи мощн<}.-^
сти от двигателя к главному редуктору при
допустимых угловых, осевых и радиальных смещениях
оси вала свободной турбины двигателя
относительно оси ведущего вала главного редуктора.
Вал привода вентилятора предназначен для пе-~
редачи мощности к вентилятору вертолета при
допустимых угловых, осевых и радиальных
смещениях оси привода главного редуктора относительно
оси вращения колеса вентилятора.
Вал привода АРС-10 предназначен для передачи
мощности от главного редуктора к агрегату при
допустимых угловых, осевых и радиальных
смещениях оси привода главного редуктора относительно
входного вала АРС-10.
Тормоз несущих винтов предназначен для
уменьшения времени вращения несущих винтов после ос-
30 23
Рнс. 3.34. Кинематическая схема трансмиссии вертолета Ка-26:
а —вал Гидронасоса; б —левый двигатель; в—вал нижнего
несущего винта; г — вал верхнего несущего винта; д — тормоз несущих
винтов; е — привод датчика тахометра; ж — привод генератора; и —
главный вал; к — фрикционная муфта; л — кулачковая муфта; м —
правый двигатель; н, р — приводы масляного насоса; л — привод
вентилятора; 1, 2, 29, J0—зубчатые колеса привода гидронасоса; 3, 4 —
зубчатые колеса первой ступени; 5, 6. 7 — зубчатые колеса привода
нижнего несущего виита; 8, 9 — зубчатые Колеса; 10 — вал
внутренний; //, 12, 13 — зубчатые колеса привода барабана тормоза; 14, 15.
16 — зубчатые колеса привода датчика тахометра; 17, 18 — зубчатые
колеса привода генератора; 19, 24 — зубчатые колеса первой ступени
редуктора двигателя; 20, 21 — зубчатые колеса привода маслонасоса;
22, 23 — зубчатые колеса привода вентилятора; 25, 26, 27 — зубчатые
колеса второй ступени редуктора двигателя; 28—аубчатое колесо
привода масляного насоса главного редуктора
103

танова двигателей и фиксации несущих винтов и
элементов трансмиссии от самопроизвольного
раскручивания при стоянке вертолета от ветра.
В главный редуктор мощность от каждого
двигателя (левого и правого) .передается через
соответствующий главный вал с двумя упругими муфтами.
ступени редукции, передается мощность на соосные
несущие винты противоположного вращения и
приводы агрегатов вертолета.
Рис. 3.35. Главный редуктор Р-26:
/ — масляный насос; 2 — конус; 3, 5 — валики; 4 — маслоотстойиик;
6— фланец; 7 — ннжний корпус; 8— ведомое зубчатое колесо; 9 —
ведомый вал; 10 — диафрагма; 11 — корпус блоков; 12 — ведущий
зубчатый венец; 13 — зубчатый венец; 14— ступнца: 15 — ведомый
зубчатый венец; 16 — поводок; 17— верхний корпус; 18 — верхний стакан;
19—вал наружный; 20 — вал внутренний; 21 — палец: 23— малое
зубчатое колесо блока: 23—большое зубчатое колесо блока; 24 —
ведущее колесо первой ступени; 25 — крышка; 26 — зубчатое колесо
привода агрегатов; 27 — ыасломериая линейка; 28 — магнитная пробка;
29 — фильтр-сигнализатор
Передача мощности в главном редукторе к двум
ооосным валам несущих винтов осуществляется
посредством четырех ступеней зубчатых передач.
Главный редуктор установлен в верхней части
фюзеляжа вместе с двигателем на раме и крепится
к этой ^раме с помощью подкосов. Установкой
двигателей можно регулировать соосность муфт
главного вала. Приводы вертолетных агрегатов
выведены на заднюю коробку, от которой приводится
также вентилятор.
В вентиляторе встроен тормоз несущих винтов,
тормозной барабан которого вращается вместе с
"^колесом вентилятора.
Кинематическая схема трансмиссии (рис. 3.38).
От свободной турбины каждого двигателя через
главный вал, главный редуктор, имеющий четыре
Рис. 3.36. Главный редуктор Р-26 (вид сверху):
1 — зубчатое колесо; 2 — корпус коробки приводов; 3 — хомут
многозвенный; 4 — ведомое зубчатое колесо привода генератора; 5 —
ведущее зубчатое колесо; 6 — корпус крепления датчика тахометра; 7 —
рычаг тормоза несущих винтов; 8 — суфлер
Ряс. 3.37. Трансмиссия вертолета KV25K:
/ — главный вел; 2 —главный редуктор; 3 —вал Приводе агрегата
АРС-10; 4 — вал Привода вентилятора; £ — тормоз несущих винтов
104

-з-i bHf
Рис. 3.38. Кинематическая
Ка
в —вал привода вентилятора и тормозного барабана; б —привод
датчика тахометра ДТЭ-1; в —муфта свободного хода; г —вал нрнвода
агрегата рулевой, системы АРС-10; д — вал привода нижнего несущего
вннта; е — вал привода верхнего несущего винта; ж — привод
генератора СГС-40У; з — привод компрессора АК-50Т; и — привод
гидронасоса 435ФТ; к — главный вал привода от правого двигателя; л -—
нрнвод масляного насоса; м — привод токосъемника; я — главный вал
от левого двигателя; 1, 2 — зубчатые колеса привода вентилятора н
барабана тормоза; 3 — зубчатое колесо привода датчика тахометра;
4, 23 — зубчатые колеса коробки приводов; 5, 27 — зубчатые колеса
Первая ступень (правая и левая) состоит из
цилиндрических зубчатых колес; ведущего 27 и
ведомого 5.
Между каждым ведомым зубчатым колесом 5 и
каждым ведущим коническим зубчатым колесом
второй ступени 17 установлены муфты свободного
хода в, которые отсоединяют первую ступень со
свободной турбиной выключенного двигателя от
несущих винтов е и д при работе другого двигателя
и при выключенных обоих двигателях во время
полета вертолета на режиме .авторотации.
Вторая ступень (шравая и левая) состоит из
конических зубчатых колес 17, 16 с круговым зубом
и служит для перевода горизонтальных осей
вращения в вертикальные.
Каждое ведомое зубчатое коническое колесо 16
неподвижно соединено с ведущим зубчатым
цилиндрическим колесом 28 третьей ступени. В третьей
ступени .происходит слияние потоков мощностей от
двух двигателей.
Правое и левое зубчатые цилиндрические колеса
28 зацепляются с одним центральным ведомым
зубчатым колесом 15. От ведомого зубчатого
колеса третьей ступени лоток мощности
распределяется на планетарный ряд и перебор четвертой
ступени. Планетарный ряд состоит из ведущего
цилиндрического зубчатого колеса И, шести сателлитов
10 с водилом, соединенным с внутренним валом е
верхнего несущего винта и ведомого зубчатого
колеса с внутренними зубьями 9.
Ведущее зубчатое колесо // шлицевым
соединением связано с ведомым зубчатым, колесом третьей
ступени 15, а ведомое зубчатое колесо 9 через щли-
8-1662
схема трансмиссии вертолета
25К:
первой ступени; 6, 7, 8 — зубчатые колеса привода агрегата управлё-'
ния; 9 — ведомое зубчатое колесо планетарного ряда; 10 — сателлит;.
И — ведущее зубчатое колесо иланетарного ряда; 12 — малое
зубчатое колесо перебора; 13 — ведомое зубчатое колесо перебора; 14-~
большое зубчатое колесо перебора; 16, 17 — конические зубчатые
колеса второй ступени; 29 — ведущее зубчатое колесо перебора; 15, 28 —■
зубчатые колеса третьей ступени; 18, 19, 22 — зубчатые колеса
привода генератора; 20, 21 — зубчатые колеса привода компрессора; 24, 25,
26 — зубчатые колеса привода гидронасоса 435-ФТ -
цевое соединение взаимодействует с наружным
валом д нижнего несущего винта.
Перебор состоит из ведущего цилиндрическогЬ
зубчатого колеса 29, шести двойных зубчатых
колес перебора 14 и 12 и ведомого зубчатого колеса
13 с внутренними зубьями, связанного шлицевым
соединением с наружным валом д нижнего
несущего винта.
Число зубьев зубчатых колес главного редуктора
РВ-ЗФ приведено в табл. 3.5.
Планетарная ступень главного редуктора состсТ-
ит из двух планетарных механизмов 1 и II с
внутренними передаточными отношениями:
88-=-2,32;
«11,9= ~
U
II
29,13
_££__
38
54-107
57-18
-5,63.
*29*12
Передаточные отношения и угловые скорости на
основе уравнения кинематической связи: ..."..;
(1-а29,1з)0>п = ">41-И^,13а)9; ■'-;.,
(1-Ви,9)Юв = ЮИ-Ип,9а)9- -" :-|
Таккак<йп=0, то
ип
= -^J-=-^-= -0,1775шп.
Тогда
а"
*29,13
-5,63
1+<,.0.1775_ ^01775tou
'U'
1—"lij
°п=
1D5

Передаточное отношение планетарной части
и',= ^- = шп =5,63;
"»9 *>в 0,1775(01!
ЗдеСЬ 0)29 = (0п И 0)13=0)9.
Частоты вращения валов несущих винтов в
главном редукторе РВ-ЗВ абсолютно равны по
величине, а направление вращения несущих винтов
противоположно друг другу.
Внутренний вал е имеет правое направление
вращения, а наружный вал д — левое (при виде
сверху на главный редуктор).
Вращение агрегатов, расположенных на коробке
приводов, производится от двух ведущих
конических зубчатых колес 17 второй ступени.
Вращение датчика тахометра ДТЭ-1, привода
вентилятора производится через рессору от
левого ведущего конического зубчатого колеса 17 через
зубчатое цилиндрическое колесо 4, которое
зацепляется с зубчатым колесом 3 привода датчика
тахометра 5 и от которого через промежуточное
зубчатое колесо 2 передается мощность на зубчатое
колесо / привода вентилятора и барабана
тормоза, через вал привода вентилятора с с зубчатыми
муфтами. Вращение приводов компрессора АК-
501, генератора СГС-40У и гидронасоса 435ФТ
производится от правого ведущего зубчатого
конического колеса 17 через рессору на зубчатое
колесо 23, которое находится в зацеплении с двумя
зубчатыми колесами 24 и 22.
Зубчатое колесо 22 неподвижно соединено с
зубчатым колесом 21, от которого через зубчатое
колесо 20 передается мощность на привод
компрессора з. От зубчатого колеса 22 через
промежуточное зубчатое колесо 19 мощность передается на
зубчатое колесо 18 привода генератора ж. С
зубчатым колесом 24 неподвижно соединено зубчатое
колесо 26, от которого мощность через зубчатое
колесо 25 передается к приводу гидронасоса и.
Привод АРС-10 производится от большого зубчатого
колеса 14 перебора через цилиндрическое зубчатое
колесо 6, неподвижно соединенное с ведущим
коническим зубчатым колесом 7.
Это ведущее коническое колесо передает
вращение ведомому коническому зубчатому колесу 8, от
которого через вал привода г с зубчатыми
муфтами передается мощность к агрегату рулевой
системы АРС-'Ю.
Вращение масляного насоса главного редуктора
осуществляется от правого ведомого конического
колеса 16 второй ступени через рессору.
-... Главный редуктор. Главный редуктор имеет
корпус сложной формы, состоящий из: корпусов
быстроходной стулени, среднего корпуса с диафрагмой,
верхнего корпуса, а также содержит вал винта
внутренний, поддон, коробки приводов, привод
агрегата рулевой системы АРС-10, масляный насос,
два фильтра тонкой очистки масла. Крепление
главного редуктора на вертолете осуществляется
посредством десяти кронштейнов, рамы и системы
подкосов. В передней ' части главного редуктора
(при виде По полету) из быстроходных узлов
выведены две обоймы муфт главного редуктора для
крепления упругих муфт главного вала,
108 _j
Также вперед по продольной оси главного
редуктора выведена наружная обойма зубчатой муфты
для вала привода агрегата рулевой системы
АРС-10.
В верхней части корпуса главного редуктора в
его центре, из корпуса подшипников, ла котором
устанавливается нижний автомат перекоса несущей
системы, выходят вал верхнего несущего винта и
вал нижнего несущего винта, установленный в
корпусе ;на подшипниках.
На верхнем корпусе установлены два фильтра
тонкой очистки масла, магнитная пробка, датчик
температуры масла, слева впереди имеется
суфлер, объединенный с заливной горловиной.
На задней коробке приводов выведены места
для крепления вала привода вентилятора и
тормоза несущих винтов, привода датчика тахометра
ДТЭ-1, генератора СГС-40У, компрессора АК-50Т,
гидронасоса 435ФТ.
На поддоне главного редуктора имеется
отверстие для установки датчика температуры масла
П-1, сливной кран, масляный насос главного
редуктора, два фланца для крепления кронштейнов
управления общим и дифференциальным шагом и
несущих винтов, фланец крепления токосъемника
противообледенительной системы лопастей.
На шпильках задней коробки приводов
установлены на кронштейнах сигнализатор наличия
стружки с обратным клапаном в трубе подвода
масла от откачивающей ступени масляного насоса
в радиатор. Справа впереди на среднем корпусе
установлена масломерная линейка.
Конструкция главного редуктора РВ-ЗФ (рис.
3.39).
На рис. 3.40 представлены поперечные разрезы
главного редуктора.
Кинематическая схема главного редуктора
предусматривает постоянный подвод мощности и
вращение агрегатов при работе как от одного, так и
от двух двигателей, а также при полете вертолета
на режиме авторотации.
Для контроля температуры масла установлен
приемник температуры П-1, а для слива масла из
поддона имеется сливной кран. Контроль уровня в
главном редукторе осуществляется масломерной
линейкой.
В главный редуктор в зависимости от условий
эксплуатации заливается в определенных
пропорциях летняя и зимняя смеси масел МК-22 и МС-20
в количестве 32 л.
3.2. ТРАНСМИССИИ ЗАРУБЕЖНЫХ
ВЕРТОЛЕТОВ
С развитием авиации непрерывно увеличивается
энерговооруженность и улучшаются весовая отдача
(рис. 3.41) и другие характеристики вертолетов
(табл. 3.6 ...3,8).
Из большого количества зарубежных вертолетов
в данной главе рассмотрены трансмиссии однодви-
гательного .вертолета «Хью Кобра» и двухдвига-
тельного S-56, как .наиболее характерные, а также
трансмиссии вертолета СН-47 «Чинук» продольной
схемы с двумя газотурбинными двигателями и
вертолета «Супер Фрелон» с тремя двигателями, до
сих пор не имеющего аналога.

Рис. 3.39. Главный редуктор РВ-ЗФ (продольный разрез)
I —маслилый насос; 2 — поддон: 3 —нижний корпус; 4—средний
корпус; 5 —ведущее зубчатое колесо третьей ступени; в —ведомое
вубчатое колесо второй ступени; 7-корпус перебора; а-корпус
сателлитов; * — верхний корпус; 10 — ведущее зубчатое колесо плане-
тарного вала; Л^фнльтр тонной очпстм; «-вал внутренний; Л —
... „апужиый- 14 — суфлер; 15 — сателлит; К, 19— зубчатйе колеса
ГвнутрРеУн*нмн зубьямиГ/7 - шлнцевой барабан; ,18=- корпус привода
АРС-10; 20-ведомое большое зубчатое колесо. nepeaopa.^f'~ S
шее малое зубчатое колесо перебора; 22 - центральноезубчатое коре-
со перебора; 23 — ведомое зубчатое колесо третьей ступени .
.107

Рис. 3.40. Главный редуктор РВ-ЗФ (пбпёрёчНые разрезы);
I — крышка; 2 —корпус коробки приводов; 3 — сепаратор; 4— веду- фланец крепления гидронасоса; 13 — зубчатое колесо вала ВриввД!
Щая обойма; S — ведомая обойма; £ —крышка быстроходного узла; вентилятора; И—фланец запасного приводя; /5 —иуфта, привода
Т— ведомое зубчатое колесо вервой ступени; в— ведущее зубчатое компрессора; IS — зубчатое колесо генератора; '17 —•'вубчатое колесо
колесо ВерВой ступени; 9 — корпус быстроходного узла; 10 ■*• ведущее йрНйода Тахометра
зубчатое колесо третьей ступени; и — наружная обойма муфты; 12 — .,.:.';: ;•.
... ~ ~~.—.—.— —— —„■ ■. ^...—-
108
'&

8-B
Расположение приводов на коровке

Трансмиссия вертолета «Хью Кобра» (рис. 3.42).
Трансмиссия этого вертолета состоит из главного
редуктора / и привода хвостового винта,
включающего в себя промежуточный редуктор II,
редуктор хвостового винта /// и вал привода.
Таблица 3.7
то
то то то то то
годы Га^'
а) ё)
Рис. 3.41. Эволюция характеристик вертолетов:
а — весовой отдачи; б — энерговооруженности 1 — БЕЛЛ-47С; 2 —
БЕЛЛ-47С-5; 3 — БЕЛЛ-205А-1; 4 - БЕЛЛ-212ШЫУ; 5 — SA-341
«Газель», 6 — ВО-105; 7 — ХЪЮЗ-SOOD
Таблица 3.6
Трансмиссия:
Вертолет
"тр.
кг
гя.ре
е ь
н
00
о.
*-
fe:
Е
ж
Q
э
о.
IS
II
-"-ё
Вертолеты с поршневыми двигателями
47J-2
12Е-4
S-55
S-58
HUP-2
S-56
Н-21С
ОН-6А
ОН-5А
SE-3130
ХН-51А
S-59
204В
S-62
S-61
S-64
СН-53А
СН-46А
СН-47А
СН-47В
68
85
248
446
267
1120
536
_
_
290
_
_
—
191
224
515
1120
386
3080
1050
1293
1250
3100
6350
2767
14560
6520
11,32
10,8
16,15
17,07
10,7
21,95
13,4
197
208
148
200
153
219
195
0,053
0,068
0,073
0,07
0,096
0,077
0,082
0,259
Вертолеты с турбовинтовыми двигателями
50,6
91
75
200
127
244
258
735
1650
1723
865
1500
1605
36
173
503
1328
202
233
298
405
312
808
655
2200
5850
5150
1835
3900
4200
1090
1150
1500
1680
1900
3856
3400
8620
15650
15875
9706
14970
I8I44
8,03
10,8
10.2
10,67
10,7
13,41
16,15
18,9
21,95
22,02
15,24
18,02
18,29
200
204
192
198
228
180
208
216
214
199
211
227
0,016
0,079
0,05
0,119
0,067
0,063
0,076
0,085
0,105
0,108
0,089
0,1
0,088
0,178
0,214
0,229
0П258
* m — взлетная масса вертолета, ягТр
массы трансмиссии, главного редуктора
Nth, и ЫЯв — мощности, передаваемая
виваемая двигателем, <oR — скорость
"1гл.ред И /Иоб —
и оборудования;
трансмиссией, и раз-
конца лопасти; D —
диаметр несущего винта,
/га
редуктора: тср ■■
тр —
т
■угл.ред — удельная
«об
«об = •
масса главного
Главный редуктор расположен перед двигателем
и состоит из одноступенчатой конической передачи
6 и двухрядного планетарного редуктора с общим
передаточным отношением равным 20, 408.
Передача мощности к хвостовому винту осуществляется
через прямозубые цилиндрическую 2 и коническую
/ ступени.
Оборудование
Вертолеты с поршневыми двигателями
47J-2
12Е-4
S-58
S-56
S-60
HUP-2
Н-21С
77
71
363
2108
1550
226
469
1293
1320
5900
14060
14060
2767
6520
224
224
1120
2X1540
2X1540
386
1050
11,32
10,8
17,07
21,96
21,95
10,7
13,4
0,06.
0,054
0,061
0,15
0,11
0,0*8
0,072
Вертолеты с турбовинтовыми двигателями
ОН-6А
SE-3130
ХН-51А
S-59
204В
СН-47А
СН-47С
116
75
101
136
397
1040
1636
1225
1500
1680
1900
3856
14970
20865
233
298
405
313
808
2X1950
2x2760
8,03
10,2
10,67
10,7
13,41
18,02
18,29
0,095
0,05
0,06
0,071
0,103
0,069
0,078
2С^~~$% II
S
Рис.. 3.42. Кинематическая схема трансмиссии вертолета
«Хью Кобра»:
/ — главный редуктор; // — промежуточный редуктор; ///— редуктвр
хвостового винта; 1, 6, 10, 11 — пары конических колес; 2 — Вара
цилиндрических колес привода рулевого винта; 3 — второй планетарный
ряд; 4 — вал несущего виита; 5 — первый планетарный ряд; 7 — вал
двигателя; 8 — упругая муфта; 9 — секция вала привода рулевого
винта; 12 — вал рулевого винта; 13 — опора; rti=324 об/мни; »ц=«
= 1000 об/мин; я3=3090 об/мин; «,=6600 об/мин; Hs=4130 об/мин; п,=*
=4300 об/мин; лг=4300 об/мин; л,=1654 об/мин
Промежуточный редуктор изменяет направление
оси хвостового вала на 42° без изменения частоты
вращения. Входной и выводной валы .имеют
упругие муфты для стыковки с секциями хвостового
вала.
Редуктор рулевого винта — одноступенчатый,- с
передаточным отношением 2,604, состоит из пары
конических колес. Входной вал его имеет на
конце упругую муфту. Хвостовой вал состоит из пяти
секций 9, соединенных между собой шлицевыми
муфтами. Крепится вал к хвостовой балке на трех
опорах 13.
НО

Основные данные трансмиссий зарубежных вертолетов
Таблица 3.8
Марка
вертолета
«Хью
Кобра»
S-65
«Чинук»
«Супер
Фрелон»
Редукторы несущих винтов
передаваемая
мощность, кВт
810
5200
2580
2610
частота вращения
несущих винтов,
об/мнн
324
185
243
202,5
Масса, кг
173
1532
530*
627
Передаточное
отношение
0,049
0,031
0,0326
0,0345
Число
двигателей
1
2
2
3
Передаваемая
мощность, кВт
93
736
4500**
Редукторы привода хвостового винта **
Частота вращения
выходящих валов,
об/ыии
промежуточный
редуктор
430
ЗОЮ
7465
2790
редуктор
хвостового
винта
1654
2300
953
Передаточное
отношение
промежуточный
редуктор
1 :1
0,75
редуктор
хвостового
винта
0,384
0,344
0,59
0,81 2,92 : 1
Масса, кг
промежуточный
редуктор
7
60
редуктор
хвостового
винта
13
66
50
—
—
.Общая масса
трансмиссии *, кг
255
1723-
1676
—
* В массу трансмиссии включены, кроме массы редукторов, все валы (в числителе — масса переднего редуктора, в
знаменателе — масса заднего редуктора).
В таблице по вертолету «Чинук» приведены данные объединительного редуктора.
От двух двигателей: на каждом выходном валу по 2650 кВт.
Трансмиссия вертолета S-65 (рис. 3.43).
Трансмиссия включает в себя редукторы I я II двух
двигателей Т64, главный редуктор ///, промежуточный
редуктор IV и редуктор хвостового винта V, а
также валы, соединяющие двигатели с главным
редуктором, и вал привода хвостового винта.
Угловые редукторы двигателей —
одноступенчатые, с передаточным отношением 2,247,
реализуемым парой конических зубчатых колес 2 и 3 со
спиральными зубьями.
Главный редуктор имеет три ступени с общим
передаточным отношением 32,25. Первая ступень
редуктора состоит из трех конических зубчатых
колес со спиральными зубьями, из которых два
ведущих 8, передающие мощность на общее ведомое
10. На схеме не показан угловой редуктор правого
двигателя. Он симметричен левому и вращение его
выходного вала передается через второе
коническое колесо 8 на общее колесо 10. Вторая 7 и
третья 6 ступени представляют собой планетарный
ряд каждая.
Промежуточный редуктор — одноступенчатый, с
передаточным отношением 1,33 и углом между
валами 126°. Он выполнен из двух конических колес
15 со спиральными зубьями.
Редуктор хвостового винта так же, как и
промежуточный, является одноступенчатым и состоит из
двух конических колес 17 с передаточным
отношением 2,90.
Вал привода хвостового винта состоит из семи
сенций 14, соединенных упругими муфтами 18 и
смонтированных на подшипниковых опорах 19 с
вязкостным демпфированием. Для обеспечения
складывания задней секции хвостовой балки на
стоянке у шарнира в месте износа имеется шлице-
вое .разъемное соединение.
Коробка вспомогательных агрегатов, кроме
насоса основной гидросистемы, расположена между
ЦП) /7, 1
Рис. 3.43. Кинематическая схема трансмиссии вертолета S-65:
I, И— угловые редукторы двигателей; /// — главный редуктор; IV —
промежуточный редуктор; V — редуктор рулевого винта; / — вал
двигателя; 2, 3, 8, 10, 11, 15, 17 — конические зубчатые колеса; 4 —
соединительный вал; 5 — муфта свободного хода; 6 — второй планетарный
ряд; 7 — первый планетарный ряд; 9— вал несущего винта; 12 —
пара цилиндрических колес привода рулевого винта; 13 — привод
гидронасоса; 14 — секции вала привода рулевого винта; 16 — вал рулевого
винта; 18 — упругая муфта; 19—опора; щ = 13600 об/мин; пг =
= 6022 об/мнн; п, = 185 об/мин; tu. = ЗОЮ об/мин; щ = 2300 об/мии;
Лв — 790 об/мии
111

Пв 11
тейп-
Рис. 3.44. Кинематическая схема трансмиссии вертолета
«Чинук»:
/ — редуктор переднего несущего виита; //, V —угловые редукторы
двигателя; /// — редуктор заднего несущего винта; /V —
объединительный редуктор; 1—привод масляного насоса; 2, 17 — первая
коническая ступень; 3, 15 — первый планетарный ряд; 4, 14 — второй
планетарный ряд; 6 — муфта; 7 — опора; 8, 10 — секции
синхронизирующего вала; 9, 20— ведущие шестерни; И — вал двигателя; 12 — при-
двигателями и приводится от левого входного вала
главного редуктора. Насос основной гидросистемы
приводится вместе с одним электрогенератором
непосредственно от главного редуктора. Работа
агрегатов на земле производится от
вспомогательного турбоагрегата, соединенного с коробкой
приводов через центробежную муфту.
Трансмиссия вертолета СН-47 «Чинук» (рис.
3.44). Особенность трансмиссии определяется
продольной схемой вертолета. Она состоит из
редукторов переднего и заднего винтов / и ///,
объединительного редуктора IV, двух угловых редукторов
II и V двигателей T55-L-II, синхронизирующих
валов 8 и валов 10, соединяющих двигатели с
объединительным редуктором. .
Объединительный редуктор имеет два
конических колеса 9 и 20, находящиеся -в зацеплении с
общим ведомым колесом 19, с передаточным
отношением 1,694.
В редукторе имеется дефазирующее устройство
22, предназначенное для установки лопастей
несущих винтов в положение, при котором исключает-
ся%их схлестывание.
Редуктор переднего несущего винта —
трехступенчатый, с общим передаточным отношением
30,67. Первая ступень .редуктора состоит нз пары
косозубых конических колес 2; вторая ступень 3
и третья 4 — планетарные. Первая ступень имеет
передаточное отношение, равное 1,754, вторая —
4,761 и третья — 3,649. Редуктор рассчитан на
передачу мощности, равной 60% мощности,
передаваемой объединительным редуктором.
Редуктор заднего несущего винта по
кинематической схеме подобен редуктору переднего
несущего винта. Составной частью редуктора является ко-
р^обка приводов вспомогательных агрегатов.
Привад коробки осуществляется с помощью пары
цилиндрических колес, приводимых валом 16.
Hi
вод вентилятора; 5, 13 — вал несущего винта; 16 — привод коробки
вспомогательных агрегатов; 18 — шлицевая муфта; 19 — суммирующее
ведомое колесо; 21 — муфта свободного хода; 22 — дефазирующее
устройство
я,=-/1а=243 об/мин; га2=га7=4275 об/мин; я3=»б-=7465 об/мин; гц=
= 12690 об/мин; /1,1=7465 об/миН
Редуктор двигателя — одноступенчатый,
угловой, с передаточным отношением 1,234 и углом
поворота 90°. Передаточное отношение и указанный
поворот осуществляется парой конических коле,с со
спиральными зубьями.
Синхронизирующие валы связывают
объединительный редуктор с редукторами несущих
винтов. Частота вращения валов — 6781 об/мин.
Критическая частота вращения валов — 8900 об/мин.
Валы состоят из секций алюминиевых труб,
установленных в подшипниках и соединенных
упругими муфтами, Передний вал состоит из шести
секций, задний — из двух.
Трансмиссия вертолета «Супер Фрелон» А-3210
(рис. 3.45). Трансмиссия вертолета «Супер
Фрелон» SA-3210 состоит из редукторов трех
двигателей Турмо IIIC3, редуктора несущего винта / и
привода хвостового винта, включающего в себя
промежуточный редуктор //, редуктор хвостового
винта III и валы 10.
Редуктор несущего винта —
четырехступенчатый, с общим передаточным отношением 28,985.
Первую ступень редуктора образуют два ведущих
цилиндрических колеса 4 и 16 и ведомое колесо 14 с
передаточным отношением 1,66, вторую^- пара
конических колес 13 с передаточным отношением 2,22,
третья 5 и четвертая 7 ступени — планетарные, с
общим передаточным отношением 7,936.
Редуктор двигателя (на схеме не показан) —
одноступенчатый, снижает частоту вращения
свободной турбины 23150 об/мин через
цилиндрическую прямозубую пару до частоты вращения
выходного вала 5700 об/мин.
Мощность от третьего двигателя,
расположенного сзади редуктора несущего винта, передается
последнему через промежуточный вал 15.
Цилиндрические шестерни от промежуточного вала
передают вращение через промежуточный и хвосто-

вой редуктор хвостовому винту, вращающемуся с
частотой 953 об/мин.
Рис. 3.45. Кинематическая схема трансмиссии. вертолета
«Супер Фрелон»:
/ — главный редуктор; // — промежуточный редуктор; /// — редуктор
рулевого вннта; U 2, 8 — валы двигателей; 3— муфта свободного
хода; 4, 16 — ведущие шестерни 1 ступени редуктора; S — второй
планетарный ряд; 6 — вал несущего вннта; 7 — первый планетарный ряд;
9 — вал рулевого вннта; 10 — вал привода рулевого винта; 21 —
упругая муфта; 12 — шестерни привода вспомогательных агрегатов; 13 —
вторая ступень редуктора; 14 — ведомое зубчатое колесо ступени /;
15 — промежуточный вал; Л1=лв=Л|2=5700 об/мин; я2=3420 об/мин;
— л3=203 об/мин; л4=565 об/мни; л5=1605 об/мии; л7=2791 об/мни; л8=
=953 об/мин; «9=2791 об/мнн; «,0=3368 об/мин; «„ = 19050 об/мнн
В табл. 3.7 приведены основные данные
рассмотренных редукторов трансмиссий.
На рис. 3.46 представлен главный редуктор
вертолета SA-341 Газель (Франция).
Рис. 3.46. Главный редуктор вертолета SA-341
3.3. ИССЛЕДОВАНИЯ В ОБЛАСТИ
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ТРАНСМИССИИ
ВЕРТОЛЕТА
Исследования в области совершенствования
трансмиссий и особенно главных редукторов
направлены в основном на уменьшение массы и
габаритных размеров, достижение повышенной
надежности, увеличенного ресурса и показателей по
шкале стоимость — эффективность.
Эти цели могут быть достигнуты как
совершенствованием конструкции традиционных элементов
передач, таких как подшипники качения и
зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, так и
разработкой новых видов зубчатых и других видов
передач.
В данной главе описываются зубчатые передачи
с зацеплением Новикова и такие возможные
перспективные схемы передач, как волновая и ролико-
зубчатая.
Редуктор с зубчатым зацеплением Новикова.
Известно основное различие в способах
зацепления Новикова * и эвольвентной пары зубчатых
колес. Если контакт между двумя ненагруженными
выпуклыми зубьями пары зубчатых колес с эвфи>>
вентным зацеплением осуществляется по линии,,
направленной по ширине боковой поверхности
зуба, перемещающейся по контуру зуба по мере вра-^
щения зубчатых колес, то контакт между «ненагру-""
женными» выпуклыми зубьями ведущей шестерни
и зубьями с вогнутой поверхностью ведомой
шестерни зацепления Новикова осуществляется по
линии, очерчивающей отдельный участок на
поверхности зуба. Эта лилия контактирования
перемещается спиралью по боковой поверхности зуба в
процессе вращения колес. Под нагрузкой в процессе
периодического сжатия контактирование боковых
поверхностей зубьев осуществляется по участку,
который оказывается гораздо большим по
сравнению с передачей, имеющей эвольвентное
зацепление, снижающей потери на трение и уменьшающей
износ. --*-
Зубчатые колеса с такой формой зуба не только
могут передавать превышающую нагрузку колес с
эвольвентным зацеплением, но и обеспечить в паре
большее передаточное число (до и=10),
благодаря чему уменьшается количество передаточных
ступеней и оказывается возможным нагрузить
наибольшим крутящим моментом последнюю ступень.
Повышению нагрузочной способности
способствует также улучшение условий смазывания.
Одинаковое направление и малая разность радиусов
кривизны зубьев в точке контакта приводит к
появлению более толстой масляной пленки.
Большие перекрытия зубчатых передач с
зацеплением Новикова приводят к большей плавности
хода, благодаря чему значительно снижается
уровень вибраций и шума.
Редуктор с зубчатой передачей Новикова
установлен на вертолете WG-13 «Линкс», кин^матиЧе-
■ екая схема которого показана на рис. 3.47. Она
очень простая <и состоит из пары конических колес
4 со спиральными зубьями с передаточным
отношением 3,03 и двух колес 2 с зацеплением-
Новикова, передающих мощность на колесо 3,
установленное на валу несущего винта, с передаточным
отношением 6,9.
Этот редуктор по сравнению с редуктором с
эвольвентным зацеплением значительно проще, так
как имеет меньшее (примерно на 40%) количество
зубчатых колес и подшипников. Сокращение числа
подвижных передач по сравнению с обычной
эвольвентной передачей отражено в табл. 3.9, где
редуктор «Линкс» сравнивается с редуктором вертолета
«Си Кинг». Это привело также к значительному
снижению размера и массы редуктора.
* За рубежом этот вид зацепления получил наименова-
ние конформной зубчатой передачи.
113

Потенциальные возможности дальнейшего
совершенствования его очень большие. Мощность,
передаваемая им, тго сравнению с редуктором с эволь-
вентными колесами увеличена в 2,2 раза,
теоретически может быть увеличена в 3,3 раза.
Установленные в настоящее время на WG-13 зубчатые пе-
Рис. 3.47. Кинематические схемы редукторов с передачей
Новикова:
а — редуктор вертолета «Лиикс»; б — редуктор PB-ЗФ (разработка);
1, 8 — входные валы; 2, 3, 6 — колеса с зацеплением Новикова;
4, 7, 5 — колеса с эвольвентным зацепление»
редачи работают с коэффициентом перекрытия 1,4,
хотя они уже испытывались с коэффициентом
перекрытия до 2,2.
Таблица 3.9
Сравнение редукторов вертолетов «Линке»
н «Си Кинг»
Основные компоненты
Число компонентов узла
редуктора (без учета вспомогательных
агрегатов)
Число шестерен
Число подшипников
«Л инке»
26
7
19
«Си Книг»
44
16
28
Таблица 3.10
Сравнение схем редуктора РВ-ЗФ
с возможной схемой, имеющей
передачу Новикова
Основные компоненты
РВ-ЗФ
Схема с
передачей
Новикова
Число компонентов узла
редуктора (без учета
вспомогательных агрегатов)
Число шестерен
Число подшипников
42
14
28
Для оценки перспектив применения зацепления
Новикова в редукторах с соооными винтами была
разработана схема редуктора с этим зацеплением
с параметрами редуктора РВ-ЗФ (см. рис. 3.47, б)
тгпроведено сравнение схем этих редукторов.
Результаты сравнения сведены в табл. 3.10, из
которой видно значительное уменьшение числа
основных деталей редуктора с зацеплением Новикова ото
сравнению с редуктором РВ-ЗФ с эвольвентным
зацеплением, главным образом путем исключения
планетарного ряда и замены его парой колес с
зацеплением Новикова.
Редукторы с ролико-зубчатой передачей.
Ролико-зубчатая 'передача обладает большими
потенциальными возможностями для снижения массы и
повышения КПД вертолетов.
Ролико-зубчатая передача представляет собой
сочетание роликовой передачи и эпициклического
редуктора с расположением зубчатых колес в виде
звездообразной или планетарной системы. Ролики
входят в единый узел с зубчатыми колесами
передачи и, .расположенные по обе стороны от колес,
имеют наружные диаметры, соответствующие
делительному диаметру шестерни или колеса. Кроме
создания опоры (вместо подшипников) для
зубчатых колес, ролики также передают мощность, как
в чисто роликовом фрикционном приводе;
12 11 10
Рис. 3.48. Кинематическая схема редуктора с
ролико-зубчатой передачей:
/ — третья ступень редуктора (ролико-зубчатая); 2, 6 —
валы двигателей; 3 — первая ступень редуктора; 4 —
вторая ступень редуктора; 5 — вал несущего винта; 7 —
привод рулевого вннта; 8 — выходное ролико-зубчатое
колесо; 9 — ролико-зубчатые колеса второго ряда; 10 —
ось; 11 — ролико-зубчатые колеса первого ряда; 12 —
входное солнечное ролико-зубчатое колесо
Как составная часть главного редуктора
вертолета, роликовая зубчатая передача может быть
использована для снижения частоты вращения
совместно с эпициклической зубчатой передачей в
планетарной или звездообразной системе, имеющей
передаточное отношение более 15.
Как показали проведенные исследования,
применение роликовой зубчатой передачи в главных
редукторах вертолета приводит к ряду
преимуществ, основными из которых является повышение
КПД, 'Надежности, снижение массы в пределах
5... 7%, геометрической высоты и уменьшения
уровня шума от шестерен.
Повышение КПД и снижение уровня шума
связано с тем, что шестерни « колеса вращаются
вокруг соответствующих центров, а повышение
надежности и снижение массы вызывается меньшим
числом высоконапряженных деталей и
подшипников.
Снижение высоты редуктора объясняется тем,
что передаточное отношение при редукции
достигается скорее в радиальном направлении, чем по
вертикали.
На рис. 3.48 представлена схема
экспериментального редуктора с ролико-зубчатой передачей,
установленного на вертолете S-61. Редуктор
предназначен для передачи полной мощности двух
двигателей 2520 кВт (по 1265 кВт от каждого
двигателя) с частотой вращения выходных валов 18966
об/мин. Он имеет три ступени редукции, состоящие
из конической передачи 3, прямозубой
цилиндрической 4 и ролико-зубчатой передачи /, имеющей
передаточное отношение 20. Устройство роликовой
114

Рис. 3.49. Узел ролико-зубчатой передачи:
/-выходное центральное колесо; 2 - колесе/ второго ряда; 3. 8-ро- пус; 6 - колесо первого ряда; 7- входное^емнечное колесо: S - «4tf-
ликовая часть ролико-зубчатых колес; 4-ось; 5- неподвижный кор- рический подшипник; 10-привод вала несущего вннта
зубчатой передачи дано на рис. 3.49, где видна
взаимозависимость между роликами, образующими
опору для шестерен, и зубчатой частью системы
роликовой зубчатой передачи. Эта передача
состоит из неподвижного корпуса 5 с двумя
стационарными .рядами шестерен 2 и 6, выходным
центробежным зубчатым колесом с внутренним
зацеплением 1 и входным солнечным зубчатым колесом 7.
Передача мощности от солнечного зубчатого
колеса к центральному с внутренним зацеплением
происходит благодаря симметричной «агрузке на
каждую шестеренную тару в ролико-зубчатой
передаче. Для колес 6 диаметр роликов равен начальным
диаметрам зубчатых колес. Местоположение колес
6 первого ряда определяется роликами солнечного
зубчатого колеса и вторым рядом колес таким
образом, что каждая ведущая шестерня первого ряда
имеет три точки контактирования. Каждая
шестерня второго ряда расположена таким же
образом между роликами шестерен первого .ряда и
общего узла зубчатого колеса с внутренним
зацеплением. Сила давления обеспечивает роликам
постоянный контакт. Симметричное расположение
роликов и действующие силы между ними позволяют
удерживать планетарную систему в параллельных
плоскостях. Крутящий момент передается на
роликовую зубчатую передачу через сферические
подшипники 9, расположенные в ведущей шестерне
второго ряда. Мощность передается также через
зубья шестерен, а кинематическая стабильность
обеспечивается роликами.
Такая конструкция исключает подшипники в
планетарном ряду, кроме последнего ряда, где они
необходимы для передачи реакции крутящего
момента, а также обеспечивают параллельную
центровку всех элементов в пределах допусков при
изготовлении. Благодаря точному размещению
ведущих шестерен с помощью роликов ролико-зубчатая
передача обладает присущими только ей более
стабильными характеристиками распределения
нагрузок по сравнению с обычными планетарными
системами передачи.
Общий КПД экспериментального редуктора
оказался равным 97,39%, а КПД ролико-зубчатой
передачи был .при этом 99,1%. Общий КПД
серийного редуктора S-61 с обычными ступенями редукции
составляет 96,7%.
К недостаткам ролико-зубчатых редукторов
относятся чрезвычайно точная обработка и малые
допуски 8 «ступенчатых» роликовых ведущих
шестернях должно быть чрезвычайно точное
согласование размеров между элементами зубчатой
передачи с тем, чтобы обеспечить концентричность
роликов друг с другом и с делительным диаметром
зубчатого колеса. Зубчатое колесо с внутренним
зацеплением ролико-зубчатой передачи должно иметь
определенную гибкость для равномерного
распределения нагрузок, что создает значительные
трудности при конструировании и изготовлении.
Редукторы с волновыми передачами. Волновая
передача может обеспечить очень большое (100 : 1)
передаточное отношение на одну ступень. Оиа
имеет мало вращающихся частей, небольшой объем
и большую мощность на единицу массы. Волновая
передача состоит из трех основных элементов:
концевого венца, гибкого венца и волнового
генератора. Принцип действия передачи (рис. 3.50)
заключается в том, что при вращении волнового
генератора 1, приводимого от вала скоростного привода,
зубья деформируемого гибкого венца 3
последовательно «а двух участках входят в зацепление с
зубьями неподвижного, жестко закрепленного
кольцевого венца 2, изготовленного как единое
целое с картером редуктора. Зубья, расположенные
по периферии гибкого венца, имеют такой же шаг,
что и зубья жесткого кольцевого венца, но их
количество меньше. Поэтому вращение волнового
генератора и гибкого венца происходит с различными
скоростями и передаточное число такой передачи
равно половине числа зубьев жесткого кольцевого
венца. Так.как количество зубьев этого венца
больше, чем у гибкого, то передаточное отношение —
величина отрицательная, т. е. выходной вал
вращается в противоположную сторону.
Специфической особенностью волнового
привода, отличающей его от всех других зубчатых
механизмов, является наличие гибкого венца. Он
непрерывно подвергается изгибным деформациям с
частотой, вдвое превышающей частоту вращения
ведущего вала волнового генератора, и передает
крутящий момент на выходной низкооборотный вал, с
которым соединяется своим днищем. Это означает,
что венец должен воспринимать циклические
изгибающие нагрузки, нагрузки на кручение,
нагрузки на сдвиг оо стороны зубьев и растягивающие
нагрузки в стенке венца. Для гарантии того, что
напряжения при циклическом изгибе не будут
чрезмерными, радиус кривизны гибкого венца в точках
пересечения эллипса, форму которого принимает
гибкий венец, с его главной осью должен быть <по
115

возможности большим. Поэтому длина начальной
окружности гибкого венца должен быть лишь
(незначительно меньше длины начальной окружности
зубьев неподвижного венца, вследствие чего
реализовать передаточные отношения более 50
затруднительно. Это условие не является препятствием
для главных редукторов вертолетов с
газотурбинным двигателями, так как передаточное число
таких редукторов значительно меньше.
сти в достижении достаточного ресурса гибкого
венца. КПД волнового привода снижается,
очевидно, из-за потерь в подшипниках и из-за потерь
на вспенивание масла. На КПД передачи может
также влиять состояние поверхности зубьев венцов
и других элементов, имеющих интенсивно
нагружаемые контактные поверхности, и вязкость
используемого масла.
Вопросы, связанные с КПД, недостаточно изуче-
№.
j@
к
Рнс. 3.50. Принцип действия волновой передачи:
/ — генератор; 2 — неподвижный жестко закрепленный венец; 3—
гибкий венец
На рис. 3.51 показаны возможные схемы
одновинтового редуктора и редуктора для двух соосных
винтов. Для- одновинтового вертолета (рис.
3.51, а) волновая передача классическая. Волновой
генератор 6 приводится .непосредственно
коническим зубчатым колесом 2. Генератор воздействует
на гибкий венец 4, приводит его во вращение.
Последний передает вращение валу несущего винта 5.
Жесткий кольцевой венец 3 закреплен в корпусе
редуктора. Несколько усложняется схема волновой
передачи для вертолета с ооооными винтами (рис.
3.51, б). В этой схеме для вращения соосных
винтов используются два генератора, вращающихся в
одном направлении. Противоположное вращение
винтов получается при закреплении в одной ветке
жесткого венца, а в другой — гибкого венца 8.
В первом случае винт получает противоположное
вращение, во втором —: одноименное.
Особенно простой может оказаться схема
редуктора при вертикальном расположении турбины
двигателя (рис. 3.51, в). В этой схеме волновой
генератор может располагаться непосредственно по
валу'турбины 9, а неподвижный венец на корпусе
турбины. Эта схема может представить особый
интерес для тяжелых вертолетов из-за простоты, не-
^ больших габаритных размеров и массы.
Основными недостатками волновой передачи,
которые замедляют разработку приводов для боль-
"ших мощностей, являются более низкий КПД, чем
-у обычных скоростных зубчатых передач, и трудно-
*~7
* ' S).
Рис. 3.51. Кинематические схемы редукторов с волновой
передачей:
/ — входной вал; 2 — ведомое колесо; 3, 7 — жесткозакреплениый
венец; 4. 8 — гибкий веиец; 5 — вал несущего винта;'б — генератор; Я —
„ свободная турбина двигателя
ны, однако имеются весьма обнадеживающие
исследования, в результате которых выполнены
экспериментальные волновые передачи с КПД равным,
94%.
Нагрузочная способность гибкого венца в
значительной степени зависит от распределения
напряжений в области зубьев гибкого венца. Под
действием нагрузки (выходного крутящего момента) в
стенке гибкого венца непосредственно перед
участком зацепления возникают пиковые напряжения
на растяжение, а на участках контакта зубьев в
стенке венца возникают высокие напряжения на
сжатие и сосредоточенная нагрузка на
подшипниках.
Количество зубьев, участвующих в волновой
передаче окружного усилия, зависит от деформации
гибкого колеса, а характер этой деформации
связан, в свою очередь, с распределением нагрузки
по зубьям, с формой линии зацепления и способам
поддержания краев цилиндрической оболочки.
Увеличение числа контактирующих зубьев и
уменьшение напряжения на растяжение и сжатие может
быть достигнуто использованием зубьев
определенной формы. Так, значительное увеличение числа
' контактирующих зубьев может быть достигнуто
применением зубьев с профилем, выполненным по
дуге окружности. При этом уменьшаются
радиальные нагрузки, а благодаря большому радиусу
кривизны у основания зубьев снижается концентрация
напряжений.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Авиационные зубчатые передачи и редукторы. Спра-
вочннк/Под ред. Э. Б. Булгакова. М.: Машиностроение, 1981.
374 с.
2. Авиационные силовые установки./Н. Т. Домотенко,
А. С. Кравец, Г. А. Никитин и др. М.: Транспорт, 1976. 312 с.
3. Айрапетов Э. Л., Генкнн М. Д. Динамика планетарных
механизмов. М.: Наука, 1980. 255 с.
4. Айрапетов Э. Л., Генкин М. Д., Косарев О. И. Расчет
нагрузочной способности зубчатых муфт. — Вестник машино-
строения.*Чг972, № 6, с. 24—27.
5. Александров В. Г., Майоров А. В., Потюков Н. В.
Авиационный технический справочник. М.: Транспорт, 1975.
432 с.
6. Алексеев К. П. Эксплуатационная надежность
авиационных силовых установок. М.: Транспорт, 107,6. 159 с.
7. Анфимов М. И. Редукторы. Конструирование и расчет.
М.: Машиностроение, 1972. 284 с.
8. Беликов В. Н., Никитин А. Н. Сборка авиационных
двигателей. М.: Машиностроение, 1971. 216 с.
9. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я.
Подшипники качения. Справочник. М.: Машиностроение, 1975.
572 с.
10. Беляков И. Т., Борисов Ю. Д. Технологические
проблемы проектирования летательных аппаратов. М.:
Машиностроение, 1978. 240 с.
11. Биргер И. А., Иосилевнч Г. Б. Резьбовые соединения.
М.: Машиностроение, 1973. 254 с.
12. Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Иосилевнч Г. Б. Расчет на
прочность деталей машин. Справочник. М.: Машиностроение,
1979. 702 с.
13. Бич М. М., Вейнберг Е. В., Сурков Д. И. Смазка
авиационных газотурбинных двигателей. М.: Машиностроение,
Ш79. 176 с.
14. Вахнтов А. Ф. Вертолет Ка-26. М.: Транспорт, 1973.
168. с.
15. Вертолетные силовые установки. — Тр. ЦИАМ, вып.
JM9 611, 1974,223 с.
16. Вертолетный редуктор РВ-ЗМ. Техническое описание.
М.: Машиностроение, 1975. 156 с.
17. Вертолет Ми-26. М.: Машиностроение, кн. 1, 1978.
262 с.
18. Вертолеты. Расчет и проектирование./М. Л. Мнль,
А. Н. Некрасов, А. С. Браверман и др. М.: Машиностроение.
Кн. I. 1966. 455 с. Кн. II. 1967. 424 с.
19. Волков Д. П., Крайнев А. Ф. Волновые зубчатые
передачи. Киев: Техника, 1976. 224 с.
20. Вопросы автоматизации конструирования в
авиационной технике. — Тр. ЦАГИ, вып. 1835, М.: 1977, 37 с.
21. Булгаков Э. Б. Высоконапряженные зубчатые
передачи. Геометрия, теория, расчет. М.: Машиностроение, 1969.
104 с.
22. Булгаков Э. Б. Зубчатые передачи с улучшенными
свойствами. М.: Машиностроение, 1974. 264 с.
' 23. Гаркунов Д. Н., Поляков А. А. Повышение
износостойкости деталей конструкций самолетов. М.:
Машиностроение, 1974. 200 с.
24. Гвинтковкин И. Ф., Стояненко О. М. Справочник по
ремонту летательных аппаратов. М.: Транспорт, 1977. 312 с.
25. Генкнн М. Д., Рыжов М. А., Рыжов Н. М.
Повышение надежности тяжелонагружеиных зубчатых передач. М.:
' Машиностроение, 1981. 232 с.
26. Гнммельфарб А. Л. Основы конструирования в само*
йетостроении, М,: Машиностроение, 1980. 367 с.
' 27. Голего Н. Л., Алябьев А. Я., Шевеля ft. В, Фреттинг'
Коррозия металлов. Киев: Техника, 1974. 268 с.
28. Гришко В. А. Повышение износостойкости зубчатых
передач. М.: Машиностроение, 1977. "232 с.
29. Гуров А. Ф., Северук Д. Д., Сурнов Д. Н.
Конструкция и проектирование двигательных установок. М.:
Машиностроение, 1980. 320 с.
30. Гусев Н. Г. Конструкция и летная эксплуатация
вертолета Ми-6А. М.: Машиностроение, 1978. 128 с.
31. Далин В. Н., Курочкнн Ф. П. Конструкция и
проектирование агрегатов вертолетов. Изд. МАИ, 1973, 77 с.
32. Дальский А. М. Технологическое обеспечение
надежности высокоточных деталей машин. М.: Машиностроение,
1975. 223 с.
33. Данилов В. А., Другое А. Г., Тетернн И. В. Вертолет
Ми-8, М.: Транспорт, 1979. 204 с.
. 34. Детали машин в примерах и задачах./Под ред.
С. М. Башеева. Минск: Высшая школа, 1970. 167 с.
35. Детали машн./В. А. Добровольский, К- Н. Заблонский,
С. Л. Мак и др. М.: Машиностроение, 1972. 504 с.
36. Динамические процессы в механизмах с зубчатыми
передачами. М.: Наука, Ш76. 154 с.
37. Доллежаль В. А. Редукторы числа оборотов
авиационных двигателей. М.: Оборонгиз, 1945. 295 с.
38. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей
машин. М.: Высшая школа, 1978. 362 с.
39. Евдокимов В. Д. Реверсивность трения и качество
машин. Киев: Техника, 1977. 147 с.
40. Евдокимов Ю. А., Колесников В. И. и Тетерин А. И.
Плаиироваиие и анализ экспериментов при решении задач
трення и износа. М.: Наука, 1980. 228 с.
41. Жустрин Г. К., Кроиштадтов В. В. Весовые
характеристики' вертолета и их предварительный расчет. М.:
Машиностроение, 1978. 112 с.
42. Заблонский К. И. Зубчатые передачи. Распределение
нагрузки в зацеплении. Киев: Техника, 1977. 208 с.
43. Заблонский К. И., Горобец И. П. Планетарные
передачи. Киев: Техника, 1972. 148 с.
44. Заблонский К. И., Мак С. Л. Влияние конструктивных
форм деталей машин на их долговечность. Киев: Техника,
197L 184 с.
45. Зайцев А. М., Коросташевский Р. В. Эксплуатация
аииациоииых подшипников качения. М.: Транспорт, 1968.
224 с.
46. Зарецкий Л. М.. Определение некоторых параметров и
расчет зубчатых передач по сетчатым номограммам. М.:
Машиностроение, 1969. 19 с.
47. Зубчатые передачи: Справочник/Под ред. Е. Г.
Гинзбурга. М.: Машиностроение, 1980. 415 с.
48. Зубчатые и червячные передачи/Под ред. Н. И. Кол*
чина. Л.: Машиностроение, 1974. 352 с.
49. Иванов М. Е. н Павленко В. С. Выбор подшипников
качения по статической и динамической грузоподъемности.
Киев: Вища школа, 1980. 79 с.
50. Иванов М. Н. Детали машин. М.: Высшая школа,
1976. 399 с.
51. Изготовление основных деталей авиадвигателей/Под
ред. А. В. Подзея. М.: Машиностроение, 1972. 448 с.
52. Иосилевнч Г. Б., Шарловский Ю. В. Затяжки и сто-
порение резьбовых соединений. М.: Машиностроение, 1971.
183 с.
53. Кестельман В. Н., Короб А. Д. Пластмассовые шкивы
и клиноременные передачи. М.: Машиностроение, 1968. 137 с.
64. Кестельман Н. Я., Кестельман В. Н. Номограммы для
расчета и конструирования пластмассовых деталей машин.
М.: Машиностроение, 1970. 230 с.
117

55. Кирдяшев Ю. Н., Иванов А. Н. Проектирование
сложных зубчатых механизмов. Л.: Машиностроение, 1973. 351 с.
56. Клебанов Б. М., Гинзбург А. Е. Зубчатые передачи в
машиностроении. Л.: Машиностроение, 1978. 120 с.
57. Когаев В. П. Расчеты на прочность при напряжениях,
переменных во времени. М.: Машиностроение, 1977. 230 с.
58. Кодннр Д. С. Контактная гидродинамика смазки
деталей машин. М.: Машиностроение, 1976. 304 с.
• 59. Комиссар А. Г. Уплотиительные устройства опор
качения. Справочник. М.: Машиностроение, 1980. 192 с.
60. Конструкционные материалы. В 3-х томах. Под ред.
А. Т. Туманова. М.: Сов. энциклопедия, 1963. т. 1. 416 с,
т. 2, 408 с, т. 3, 1965. 527 с-
61. Контактные уплотнения вращающихся валов./Г. А.
Голубев, Г. М. Кукин, Г. Е. Лазарев и др. М.: Машиностроение,
1976. 264 с.
62. Концентрация напряжений в элементах авиационных
двигателей.—Межвузовский сборник. Уфа, 1979, № 1.
63. Кораблев А. И., Решетов Д. Н. Повышение несущей
способности и долговечности зубчатых передач. М.:
Машиностроение, 1968. 287 с.
64. Косточкин В. В. Надежность авиационных двигателей
и силовых установок. М.: Машиностроение, 1976. 248 с.
65. Карагельский И. В., Добычнн М. Н., Комбалов В. С.
Основы расчетов на трение н нзнос. М.: Машиностроение,
1977. 526 с.
66. Краснощекое Н. Н., Федякин Р. В., Чесноков В. А.
Теория зацепления передач Новикова. М.: Наука, 1976. 176 с.
67. Краузе Г. Н., Кутилин Н. Д., Сыцко С А. Редукторы.
Справочное пособие. Л.: Машиностроение, 1972. 144 с.
68. Крайнев А. Ф. Проектирование зубчатых механизмов.
М.: Институт повышения квалификации Мннстройдормаша,
197К 208 с.
69. Крайнев М. А., Розовский М. С. Зубчатые механизмы.
Выбор оптимальных схем. М.: Наука, 1972. 420 с.
70. Кручннский Г. А. Ремонт авиационной техники. М.:
Машиностроение, 1980. 216 с.
71. Крылов К. А., Хаймзон М. Е. Долговечность узлов
треиия самолетов. М.: Транспорт, 1976. 184 с.
72. Крылов К. А., Хаймзон М. Е. Прогнозирование
износа конкретного экземпляра шлицевого соединения. — Тр.
ГОСНИИГА вып. 77, 1973, с. 32—40.
73. Кудрявцев В. Н. Детали машин. Л.: Машиностроение,
1980. 464 с.
74. Кудрявцев В. Н., Кирдяшев Ю. Н., Гинзбург Е. Г.
Планетарные передачи. Справочник. Л.: Машиностроение,
1977. 536 с.
. 75. Курочкин Ф. П. Конструирование агрегатов
вертолета. Изд. МАИ, 1972. 130 с.
76. Лопаткин М. Г., Сохрин Д. П., Устиновский Е. П.
Оптимальное проектирование механических передач.
Челябинск, Политехи, ин-т, 1979, 52 с.
77. Лившиц Э. Г., Придухо В. Т. Оптимизация
параметров редуктора при автоматизированном проектировании.
Минск, Ин-т технической кибернетики, 1977. 61 с.
78. Лопато Г. А., Кабатов Н. Ф., Сегаль М. Г.
Конические и гипоидные передачи с круговыми зубьями. М.:
Машиностроение, 1977. 423 с.
79. Маслов Г. С. Расчеты колебаний валов. Справочник.
М.: Машиностроение, 1980. 156 с.
80. Мишин В. П., Осин М. И. Введение в машинное
проектирование летательных аппаратов. М.: Машиностроение,
1978, 128 с
81. Муха Т. И., Януш Б. И., Цупиков А. П. Приводы
машин. Справочник. Л;: Машиностроение, 1975. 344 с.
82. Никитин Ю. М. Конструирование элементов деталей
н узлов авиадвигателей. М.: Машиностроение, 1968. 323 с.
_ 83. Основы конструирования машии. Атлас
конструкций/Под ред. Д. Б. Решетова. М.: Машиностроение, 1967.
Г60с
84. О ресурсах и сроках службы агрегатов готовых
изделий самолетов, вертолетов и двигателей гражданской
авиации. Мин-во гражд. авиации СССР, М., 1972. 95 с.
85. Орлов П. И. Основы конструирования (в 3-х книгах).
М.: Машиностроение. 1977, кн. 1, 623 с; кн. 2, 574 с; кн. 3,
360 с.
86. Передачи и опоры. Сб. статей/Под ред. Г. Б. Столби-
на, М.: Машиностроение, 1(974. 204 с.
87. Павловский Н. И. Вспомогательные силовые
установки самолетов. М.; Машиностроение, 1977, 270 с.
88. Повышение надежности изделий авиастроения
технологическими методами. Изд. КуАИ, 1978. 166 с.
89. Поляков В. С, Барбаш И. Д., Ряховскин О. А.
Справочник по муфтам. Л.: Машиностроение, 1974. 350 с.
90. Пономарев С. Д., Андреева Л. Е. Расчет упругих
элементов машин и приборов. М.: Машиностроение, 1980.
326 с.
91. Потураев В. Н., Дырна В. И. Резиновые детали
машин. М.: Машиностроение, 1977. 215 с.
92. Прочность и надежность механического привода./Под
ред. В. Н. Кудрявцева и Ю. А. Державца. Л.:
Машиностроение, 1977. 240 с.
93. Пришедько Н. А. Конструирование и расчет деталей
машин. Учеб. атлас. М.: Высшая школа, 1971. 151i с.
94. Проектирование зубчатых конических и гипоидных
передач. Материалы фирмы «Глисон» (США), М.: Машгиз,
1963. 213 с.
95. Производство зубчатых колес. Справочник/Под ред.
Б. А. Тайца. М.: Машиностроение, 1975. 727 с.
96. Расчет вала на ЭВМ/Под ред. П. П. Дементьева и
Е. А. Самойлова. М.: Изд. МАИ, 1978, 43 с.
97. Расчет зубчатых и червячных передач на ЭВМ/Под
ред. Е. А. Самойлова. М.: Изд. МАИ, 1976. 66 с.
98. Расчет и проектирование деталей машин/Под ред.
Г. Б. Столбина и К. П. Жукова. М.: Высшая школа, 1978.
247 с.
99. Редуктор Р-26. Техническое описание н инструкция по
эксплуатации. М.: Машиностроение, 1972, 71 с.
100. Резьбы, применяемые в авиационном производст-
ве./А. Э. Вайсман, П. С. Денисов, О. В. Морозенко и др. М.:
Машиностроение. 1970. 368 с.
101. Решетов Д. Н. Работоспособность и надежность
деталей машин. М.: Высшая школа, 1974. 206 с.
102. Рещиков В. Ф. Тренне н износ тяжелонагруженных
передач. М.: Машиностроение, 1975. 232 с.
103. Руденко В. Н. Планетарные и волновые передачи.
Альбом конструкций. М.: Машиностроение, 1980. 148 с.
104. Рыжов Э. В., Суслов А. Г., Федоров В. П.
Технологическое обеспечение эксплуатационных свойств деталей
машин. М.: Машиностроение. 1979. 176 с.
105. Рябой А. Я., Броидз Л. Д. Повышение ресурса ави-
-—ациоиных Деталей из высокопрочных сталей . М.:
Машиностроение, 1977. 104 с.
106. Серенсен С. В.. Когаев В. П., Шнейдерович Р. М.
Несущая способность и расчеты деталей машин на прочность.
Справочное пособие. М.: Машиностроение, 1975. 448 с
107. Скубачевский Г. С. Авиационные газотурбинные
двигатели. Конструкция и расчет деталей. М.: Машиностроение,
1974. 520 с.
108. Слюдиков М. Н. Механизмы приводов систем
управления летательными аппаратами. Справочник. М.:
Машиностроение, 1975. 384 с.
109. Соляр А. Т. Статистический метод определения веса
агрегатов вертолета. — Тр. МАИ, вып. 470, М., 1979. с. 12—16.
ПО. Тайц Б. А., Марков Н. Н. Точность и контроль
зубчатых передач. Л.: Машиностроение, 1978. 136 с.
llil. Тищенко М. Н., Некрасов А. В., Радии А. С.
Вертолеты. М.: Машиностроение, 1976. 366 с.
112. Третьяков Л. П., Бельников В. П. Исследование вяз-.
костных и противоизносных свойств некоторых .образцов
вертолетных масел. Тр. ГОСНИИГА, вып. 76, М., 1972 с. 52—59.
113. Тр. ГОСНИИГА, вып. 77, М., 1972, ПО с.
114. Тр. КуАИ, вып. 1, Куйбышев, 1075. 160 с.
115. Тр. МАИ, вып. 470, М., 1979, 71 с.
116. Тр. РИИГА, вып. 148, 1970, Рига. 163 с.
11(7. Тр. УФАИ, вып. 78, 1974.. 179 с.
118. Хаймзон М. Н., Крылов К. А., Кораблев А. И.
Надежность авиационных разъемных соединений. М.: Транспорт,
1979. 192 с.
119. Цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи
внутреннего зацепления. Расчет геометрических
параметров/И. А. Болотовский, Б. И. Гурьев, В. Э. Смирнов н др, М.:
Машиностроение, 1977. 192 с.
120. Цехнович Л. И. Детали машин. Киев, Вища школа,
1975. 188 с.
12К Чернов Л. Б. Основы методологии проектирования
машин. Уч. пособие для вузов. М.: Машиностроение, 1978.
148 с.
118

122. Черннн И. М., Кузьмин Л. В., Ицковнч Г. М.
Расчеты деталей машин. Справочное пособие. Минск: Высшая
школа, 1978. 467 с.
123. Aircraft Engineering, 1973, N 8, 1974, N 2, 1975, N 10,
p. 12—13.
124. Adam Zanker Design of solid and hollow shafts —
Machinery and product engineering, 1977, N 2, p. 110—111.
125. Aktive Magnetlager gewahnleisten einen wartung-
sfreien Betrieb. — Maschinenmarkt, 1978, 84, N 40, s. 792—793.
126. Automatic transmissions. New York, 1973. 276 p.
127. Baner R., Schneider G. Hulltriebe und Reibradtriebe,
Leipzig, 1967. 468 p.
128.Deutschman A. D.,Michels W. I., Wilson С. Е.
Machine design theory and practice. New York, 1975, 932 p.
129. Design news. Power transmission. Boston, 1976,
206 p.
130. Drago R., Lemanski A. Nutating mechanical
transmission, 1974. 72 p.
131. Getriebetechnik. Dresden, 1976. 372 S.
132. Johnson R. C. Optimun design of mechanical
elements. New York, 1961. 535 p.
133. Gunnar Dahlrig. Konstruktionselement och maskinbyg-
gand. Hermods Forlag, Malmo, 1975. 514 p.
134. Journal of Amerisan Helicopter Society, 1974, N 1,
p. 21—23.
135. Klepal V. 40000 prevodu. Bratislava, 1961. 271 p.
136. Konstruktion, 1974, 26, N 11, S. 400—446.
137. Lichtenheld W. Konstruktionslehre der Getriebe, 1970.
367 S.
138. Looman I. Zahnradgetriebe. Berlin: Springer, 1970.
217 S.
139. Merrit H. E. Gear Engineering. London, 1971. 172 p.
140. Miiller L. Przekladme zebate. Warszawa, 1970. 251 S.
141. Ocheduszko K. Kola zebate. Warszawa, 1974. 831 S.
142. Power transmission and bearing handbook, 1976.
751 p.
143. Pak E. G. et al Verbundwerkstoffe in Hubschrauben—
Plaste und Kautschuk, 1982, N 1, S. 27—29.
144. Sauer Let al. Angrenaje. Proiectare materiale. Bucu-
, resti: Technika, 1970, 685 p.
145. Vickers I. S. Metrication in power transmission.
London, 1971. 168 p.
146. Young I. T. Gearing for Modern Marine Systems.—
GEC Journal of Science and Technology. V. 41, p. 17—24.
j

ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 4 Глава 2.Вопросы расчета и конструировании деталей
Глава /.Общие вопросы проектирования передач вер- и Узлов передач вертолетов 23
толетов 4 2.1. Зубчатые передачи 29
1 I ir_ „ * /. 2.2. Трансмиссионные валы и муфты .... 23
i.i. классификация механических передач 6 2.3. Подшипниковые узлы вертолетных транс-
1.2. Основные критерии оценки работоспособно- миссий 50
сти деталей передач вертолетов 8 2.4. Уплотнения подшипниковых узлов ... 55
1 ч м „ .. „ 2.5. Смазывание редукторов 56
1.3. Методы повышения прочности и надеж- 2.6. Тормозные устройства 71
ностн деталей передач вертолетов ... 11 у ' р "
1.4. Конструкционные материалы для деталей Глава ^.Трансмиссии отечественных и зарубежных вер-
передач вертолетов 12 толетов 73
1 ч ьг„..„„,„..„ .. 3.1. Траисмнссин отечественных вертолетов . 73
веотолетовонные матеРиалы в конструкциях 3.2. Трансмиссии зарубежных вертолетов . . 106
Р З-З- Исследования в области совершенствова-
1.6. Проектирование редукторов вертолетов иия трансмиссии вертолета 113
с использованием ЭВМ и САПР .... 23 Список литературы . 117
ИБ № 3090
Лев Борисович Бушмарин, Петр Петрович Дементьев, Григорий Ильич Иоффе,
Владимир Николаевич Кестельман, Валентин Васильевич Колмаков,
Вячеслав Георгиевич Крыгин
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ВЕРТОЛЕТОВ
Редактор В. Г. Гатагогу
Художественный редактор В. В. Лебедев
Технические редакторы В. И. Орешкина Корректор Я. Г. Богомолова
Сдано в набор 30.06.83. Подп. в печать 09.09.83. Т-17408. Формат 60X907*.
Бумага типографская № 2. Гарнитура литературная. Печать высокая. Усл. печ. л. 15,0.
Усл.. кр.-отт. 15,50. Уч.-нздат. л. 16,71. Тираж 2600 экз. Заказ 1662. Цеиа 85 к.
Ордена Трудового Красного Звамеии издательство «Машивостроеиие»
107076, Москва, Б-76. Стромынский пер., 4
Московская типография N» 8 Союэполиграфпроыа
при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
Хохловский иер., 7.