Файл: Проектирование редуктора вертолёта.docx

K_Fa=

Так как неравенство выполняется, принимаем К_Fа =0,91

Κ_Fβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба

Κ_Fβ= Κ_Ηβ= 1,09 ( по п.2.8.2 ), т.к. значения коэффициента одинаковы при расчёте на зубья

(4.1.5)

где

b_W1,2 - рабочая ширина венца шестерни и колеса

_FV- удельная окружная динамическая нагрузка на зубья, определяемая изнеравенства:

(4.1.6)

где

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

δ_Η= 0,010 - для прямых зубьев с модификацией головок по п.5.1.3 [1]

g₀- коэффициент, учитывающий погрешность зацепления по шагу, выбирается изтаблицы 1.16 [1]

g₀ = 61 - для 8 степени точности при m = 2,5мм< 3,55 мм;

_V

---

—предельное значение удельной окружной динамической силы , выбираетсяиз таблицы 1.16 [1]

ω_ν= 410 Н/ мм - для 8 степени точности при m= 8мм> 3,55 мм
После подстановки числовых значений в формулу (4.1.6)



Так как неравенство выполняется, окончательное значение удельной окружной динамической нагрузки на зубья ω_Fν= Н / мм

Тогда коэффициент, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку на зубья:





В результате после подстановки удельная расчётная окружная нагрузка на зубья шестерни и колеса при расчёте на изгиб:

_F1 =

_F2 =

4.1.4 Расчётные местные напряжения изгиба у основания зубьев шестерни и колеса

σ_F1 = Υ_F1* Υ_β*

σ_F2 = Υ_F

---

₂* Υ_β*

4
(4.2.1)

.2 Определение допускаемых напряжений изгиба в расчётных точках зубьев шестерни и колеса, работающих в условиях частого реверсирования



4.2.1 Определение предельных напряжений изгиба при двухстороннем приложении нагрузки в зубьях шестерни и колеса

Предельные напряжения изгиба σ_Flim при одностороннем приложении нагрузки зависят от числа циклов напряжений и для стальных зубьев определяются из неравенства:


(4.2.2)


Для стальных зубьев при НВ> 350 верхний и нижний пределы выбираются согласно рекомендациям табл. 1.17:

Для шестерни

σ_Flima= 1600 МПа

σ_Flimb= 950 МПа

Для колеса

σ_Flima= 20НRС+500 = 20 53+500=1560МПа

σ_Flimb=12НRС+300 = 12 53+300=936МПа

Расчётное число циклов изменения напряжений изгиба:

N_FE=60 c n N_ЦН (4.2.3)

Число зацеплений за один оборот с =1

По исходным данным число циклов нагружения передачи N_ЦН=

---

циклов.

Частота вращения шестерни n₁ = об / мин

Частота вращения колеса n₂ = 330об / мин

После подстановки числовых значений в формулу (4.2.3)

N_FE1=t_FE c n₁ N_ЦН=60 1

N_FE2=t_FE c n₂ N_ЦН=60 1 330 =




Так как неравенства не выполняются принимаем:

σ_Flim1 = 950 МПа

σ_Flim2 = 936 МПа

Предельные напряжения изгиба для двухстороннего приложения нагрузки:

σ
(4.2.4)
-_{F lim} = σ_{F lim} (1-γ_FC δ_F δ_N)

где согласно рекомендациям п.5.2.1 [1]:

γ_FC =0,25 - коэффициент, определяющий относительное снижение предела выносливостиприR= -1 при НВ >

---

450

δ_Ρ- коэффициент, учитывающий несимметричность знакопеременной циклограммы нагружения; при одинаковой величине нагрузки по положительной и отрицательной сторонам циклограммы δ_F =1

δ_N- коэффициент, учитывающий соотношение эквивалентных чисел циклов изменения изгибного напряжения по положительной и отрицательной сторонам циклограммы; при одинаковом времени работы по обеим сторонам циклограммы δ_Ν= 1

После подстановки числовых значений

σ-_Flim1= 950 (1-0,25 1 1)=712,5 МПа

σ-_Flim2= 936 ( 1-0,25 1 1)=702 МПа

4.2.2 Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности у основания зуба на изгибную прочность

Y_R1=Y_R2=1,05 – при шлифованных поверхностях НВ>350

4.2.3 Коэффициент, учитывающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений и масштабный эффект

(4.2.5)

После подстановки числовых значений



Так как неравенства выполняются, принимаем: Y_s=0,92

4.2.4 Коэффициент безопасности при расчёте зубьев на изгиб

Величина S_F зависит от требуемой вероятности безотказной работы. Вероятность безотказной работы зубчатой пары Р>0,

S_F=2,2 -в соответствии с назначением механизма и рекомендациями п.5.2.4

---