Файл: Проектирование редуктора вертолёта.docx

(2.8.1)где К - коэффициент неравномерностиК = 1 - для прямозубых парc_H- коэффициент, учитывающий относительную твёрдость контактных поверхностей (2.8.2)Ψ_ba=0,3 - по п.2.4с_θ- коэффициент, учитывающий влияние деформации скручивания шестерни и углов прогиба валовс_θ=0,2 - согласно заданной кинематической схеме рис. 1.3 [1]C_об - коэффициент, учитывающий влияние смягчения краев обода колесаС_об=0,9 - принимая обод колеса податливым рис. 1.4[1]После подстановки числовых значений в формулу (2.8.1): 1*(1+0,2* 12.8.3 Коэффициент, учитывающий дополнительную нагрузкуВ первом приближении: Κ_ΗV = 12.8.4 Функция ƒ(β)ƒ(β) = 1- при прямых зубьях2.9 Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи в первом приближении , мм (2.9.1)гдеT₁ - 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, МПаДля стали E_пр=E₁=E₂=2.1*10⁵ МПаK_Hα=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьямиПосле 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 = 82.11 Определение основных размеров зубчатой передачиДиаметры 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 ммd_a2=448+2*8-2*0,3*8=459,2 ммДиаметры окружностей впадин зубьев: d_ƒ=d-2.5m+2xm(2.11.3)d_ƒ1=112-2,5*8+2*0,3*8=96,8ммd_ƒ2=448-2,5*8-2*0,3*8=423,2ммМежосевое 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=85ммТогда 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_ΗΡσ_Η - расчётные контактные напряженияσ_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_Η3.1.1 Коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьевΖ_Η =1,76*cosβ = 1,763.1.2 Коэффициент учитывающий упругие свойства материалов зубьевZ_M= 270 МПа^1/2 - для стальных зубьев3.1.3 Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий в зацепленииΖ_Ε = 1 - для прямых зубьев3.2 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. 2.11K_Hα=1 - по п.2.8.1K_Hβ=1,09 - по п.2.8.2Коэффициент, 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)Гдеδ_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>350g₀- коэффициент, учитывающий погрешность зацепления по шагу, выбирается из таблицы 1.10 [1]g₀ = 53 - для степени точности при m =8 мм >3,55 ммω_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 ммПосле 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 напряжений3.4 Проверка контактной прочности зубьев передачиσ_H≤σ_HPМПа<МПагде σΗΡ= МПа - по п.2.7Условие прочности выполняется

4.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБНУЮ ПРОЧНОСТЬ

Условие изгибной прочности для зубьев шестерни и колеса: σF1< σFΡ1 иσF2< σFΡ2σΡΧ ₂ - расчётное местное изгибное напряжение на переходной поверхности у основания зубасо стороны растяжения σF1_, 2 - допускаемое изгибное напряжение4.1 Определение расчётного местного напряжения у основания зуба шестерни и колеса σ_F1,2Для 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 инструментаПосле подстановки числовых значенийY_F1=Y_F2=4.1.2 Коэффициент, учитывающий наклон линии зубаΥβ= 1 - для прямых зубьев4.1.3 Определение удельной расчётной окружной нагрузки на зубья при расчёте на изгиб , (4.1.2)где =Н - по п.3.2b_1,2 - действительная ширина зубчатого венца шестерни или колесаb₁=105мм, b2 = 85мм - по п.2.11Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на изгиб (4.1.3)гдеn - степень точности зацепления n =8εα- коэффициент торцевого перекрытия зубьевεα1и εα2- частные коэффициенты перекрытия , выбираемые согласно рекомендациям п.2.8.4 с помощью графика рис.1.6εα=εα₁(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)

---