Файл: Проектирование редуктора вертолёта.docx

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 03.12.2023

Просмотров: 150

Скачиваний: 4

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.


(2.8.1)

где К - коэффициент неравномерности

К = 1 - для прямозубых пар

cH- коэффициент, учитывающий относительную твёрдость контактных поверхностей

(2.8.2)

Ψba=0,3 - по п.2.4

сθ- коэффициент, учитывающий влияние деформации скручивания шестерни и углов прогиба валов

сθ=0,2 - согласно заданной кинематической схеме рис. 1.3 [1]

Cоб - коэффициент, учитывающий влияние смягчения краев обода колеса

Соб=0,9 - принимая обод колеса податливым рис. 1.4[1]

После подстановки числовых значений в формулу (2.8.1):

1*(1+0,2* 1

2.8.3 Коэффициент, учитывающий дополнительную нагрузку

В первом приближении: ΚΗV = 1

2.8.4 Функция ƒ(β)

ƒ(β) = 1- при прямых зубьях

2.9 Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи в первом приближении

, мм (2.9.1)
где

T1 - номинальный вращательный момент на ведущем звене передачи (шестерне), Н*мм

(2.9.2)

Кд - коэффициент динамичности Кд = 1,05 (исходные данные)

Епр - приведённый модуль упругости материала шестерни и колеса, МПа

Для стали Eпр=E1=E2=2.1*105 МПа

K=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

После подстановки числовых значений в (2.9.1):


2.10 Определение модуля зацепления в первом приближении

(2.10.1)

Из табл. 1.7[1] выбираем стандартное значение модуля m = 8

2.11 Определение основных размеров зубчатой передачи

Диаметры делительных и начальных окружностей ( d и dw ) при коррегировании с коэффициентами смещения х1 + х2 = 0 совпадают, т.е.

(2.11.1)

Тогда для шестерни и колеса:






Диаметры окружностей вершины зубьев: da=d+2m+2xm (2.11.2)

da1=112+2*8+2*0,3*8=132,8 мм

da2=448+2*8-2*0,3*8=459,2 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев: dƒ=d-2.5m+2xm(2.11.3)

dƒ1=112-2,5*8+2*0,3*8=96,8мм

dƒ2=448-2,5*8-2*0,3*8=423,2мм

Межосевое расстояние (окончательная величина):



Примем за (2.11.4)

Рабочая ширина венца в первом приближении:

wba*ãw=0,3*277,79=83,337мм (2.11.5)

Действительную ширину зубчатого венца получаем округлением в сторону увеличения до нормального линейного размера по табл. 1.12 [1]:

b1=105мм b2=85мм

Тогда окончательная величина рабочей ширины зубчатого венца (определяющая область действия контактных напряжений):

bw=min(b1,b2)=85мм

3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ



Условие контактной прочности: σΗΗΡ

σΗ - расчётные контактные напряжения

σΗΡ - допускаемое контактное напряжение (п.2.7)

Расчётные контактные напряжения для цилиндрической передачи:

,МПа (3.1)

3.1Определение коэффициентов ΖΗ , ΖΜ , ΖΕ входящих в формулу для определения величины σΗ

3.1.1 Коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев

ΖΗ =1,76*cosβ = 1,76

3.1.2 Коэффициент учитывающий упругие свойства материалов зубьев

ZM= 270 МПа1/2 - для стальных зубьев

3.1.3 Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий в зацеплении

ΖΕ = 1 - для прямых зубьев

3.2 Определение удельной расчётной окружной нагрузки на зубья при расчёте контактных напряжений

, H/мм (3.2.1)

где (3.2.2)

bw=b2=85мм - по п. 2.11

K=1 - по п.2.8.1

K=1,09 - по п.2.8.2

Коэффициент, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку, принятый в первом приближении равным 1, теперь определяется по формуле:

(3.2.3)

где ωΗV - удельная окружная динамическая нагрузка на зубья, определяемая из неравенства

H/мм (3.2.4)

Где

δΗ - коэффициент, учитывающий модификацию головки зуба и твердость рабочих поверхностей, выбирается из таблицы 1.9 [1]

δH=0,01 - для прямых зубьев с модификацией головок при НВ>350

g0- коэффициент, учитывающий погрешность зацепления по шагу, выбирается из таблицы 1.10 [1]

g0 = 53 - для степени точности при m =8 мм >3,55 мм

ωV - предельное значение удельной окружной динамической силы , выбирается из таблицы 1.10 [1]

ωV = 310 H / мм - для степени точности при m =8 мм >3,55 мм



После подстановки числовых значений в формулу (3.2.4)




Так как неравенство выполняется, окончательное значение удельной окружной динамической нагрузки на зубья: ωΗV=
После подстановки числовых значений в формулы (3.2.3) и (3.2.1)



3.3 Определение расчётных контактных напряжений


3.4 Проверка контактной прочности зубьев передачи

σH≤σHP

МПа< МПа

где σΗΡ= МПа - по п.2.7
Условие прочности выполняется

4.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБНУЮ ПРОЧНОСТЬ



Условие изгибной прочности для зубьев шестерни и колеса: σF1< σFΡ1 и

σF2< σFΡ2
σΡΧ 2 - расчётное местное изгибное напряжение на переходной поверхности у основания зуба

со стороны растяжения σF1, 2 - допускаемое изгибное напряжение

4.1 Определение расчётного местного напряжения у основания зуба шестерни и колеса σF1,2

Для цилиндрической передачи:

(4.1)

4.1.1 Коэффициент, учитывающий форму профиля зуба для колёс с наружными зубьями

YF1,2= (4.1.1)


где

zv1=z1=16

-для прямых зубьев

zv2=z2=48


x1=+0,3 x2=-0,3 x1 и x2-коэффициенты смещения инструмента

После подстановки числовых значений

YF1=

YF2=

4.1.2 Коэффициент, учитывающий наклон линии зуба

Υβ= 1 - для прямых зубьев
4.1.3 Определение удельной расчётной окружной нагрузки на зубья при расчёте на изгиб

, (4.1.2)

где

= Н - по п.3.2

b1,2 - действительная ширина зубчатого венца шестерни или колеса

b1=105мм, b2 = 85мм - по п.2.11

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на изгиб

(4.1.3)

где

n - степень точности зацепления n =8

εα- коэффициент торцевого перекрытия зубьев

εα1и εα2- частные коэффициенты перекрытия , выбираемые согласно рекомендациям п.2.8.4 с помощью графика рис.1.6

εαα1(1+x1)+ εα2(1+x2)= 0,77*(1+0.3)+0,86*(1-0,3)=1,6(4.1.4)

После подстановки числовых значений в формулу (4.1.3)