Файл: Проектирование редуктора вертолёта.docx

(2.8.1)

где К - коэффициент неравномерности

К = 1 - для прямозубых пар

c_H- коэффициент, учитывающий относительную твёрдость контактных поверхностей

(2.8.2)

Ψ_ba=0,3 - по п.2.4

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

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

C_об - коэффициент, учитывающий влияние смягчения краев обода колеса

С_об=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: Κ_ΗV = 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)

Е_пр - приведённый модуль упругости материала шестерни и колеса, МПа

Для стали E_пр=E₁=E₂=2.1*10⁵ МПа

K_Hα=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 d_w ) при коррегировании с коэффициентами смещения х₁ + х₂ = 0 совпадают, т.е.

(2.11.1)

Тогда для шестерни и колеса:

---

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

d_a1=112+2*8+2*0,3*8=132,8 мм

d_a2=448+2*8-2*0,3*8=459,2 мм

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

d_ƒ1=112-2,5*8+2*0,3*8=96,8мм

d_ƒ2=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:

b̃_w=ψ_ba*ã_w=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):

b_w=min(b₁,b₂)=85мм

---

3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ

Условие контактной прочности: σ_Η<σ_ΗΡ

σ_Η - расчётные контактные напряжения

σ_ΗΡ - допускаемое контактное напряжение (п.2.7)

Расчётные контактные напряжения для цилиндрической передачи:

,МПа (3.1)

3.1Определение коэффициентов Ζ_Η , Ζ_Μ , Ζ_Ε входящих в формулу для определения величины σ_Η

3.1.1 Коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев

Ζ_Η =1,76*cosβ = 1,76

3.1.2 Коэффициент учитывающий упругие свойства материалов зубьев

Z_M= 270 МПа^1/2 - для стальных зубьев

3.1.3 Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий в зацеплении

Ζ_Ε = 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)

b_w=b₂=85мм - по п. 2.11

K_Hα=1 - по п.2.8.1

K_Hβ=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 ω_ΗV - удельная окружная динамическая нагрузка на зубья, определяемая из неравенства

H/мм (3.2.4)

Где

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

δ_H=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

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

ω_V = 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: ω_ΗV=
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

σ_H≤σ_HP

МПа< МПа

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

4.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБНУЮ ПРОЧНОСТЬ

Условие изгибной прочности для зубьев шестерни и колеса: σ_F1< σ_FΡ1 и

σ_F2< σ_FΡ2
σ_{ΡΧ 2} - расчётное местное изгибное напряжение на переходной поверхности у основания зуба

со стороны растяжения σ_F1, 2 - допускаемое изгибное напряжение

4.1 Определение расчётного местного напряжения у основания зуба шестерни и колеса σ_F1,2

Для цилиндрической передачи:

(4.1)

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

---

Y_F1,2= (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

Y_F1=

Y_F2=

4.1.2 Коэффициент, учитывающий наклон линии зуба

Υ_β= 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

b_1,2 - 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

ε_α- коэффициент торцевого перекрытия зубьев

ε_α1и ε_α2- частные коэффициенты перекрытия , выбираемые согласно рекомендациям п.2.8.4 с помощью графика рис.1.6

ε_α=ε_α1(1+x₁)+ ε_α2(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)

---