--PAGE_BREAK--об/мин (далее подлежит уточнению).
§2. Определение крутящих моментов (исходя из полной номинальной загрузки двигателя)
кГмм = Нмм;
кГмм = Нмм.
§3. Подбор материала и термообработки зубчатых колес
Твердость зубьев шестерен для сближения долговечности шестерни и колеса рекомендуется назначать выше твердости зубьев колес.
Обычно .
Выбираем материал с высоким пределом выносливости, достаточной твердостью и хорошей ударной вязкостью ( кГм/см2).
С целью сохранения последней у малых зубьев желательно ограничить твердость HB
Этим требованиям удовлетворяет сталь 18ХНВА с соответствующей термообработкой [I] (см. табл. 1).
Таблица 1
Зубчатые колеса
Термообработка
σВ,
кГ/мм2
σТ,
кГ/мм2
σ1,
кГ/мм2
НВ
Е,
кГ/мм2
aк,
кГ/мм2
Шестерня
Колесо
Закалка с низким отпуском
Термоу-
лучшение
130
110
110
80
56
53
370+
400
330+
340
2,04·104
---,,---
12
11
Заготовка колес – из проката или штамповки.
§4. Определение числа циклов изменения напряжений зубьев за расчетную долговечность
циклов,
где a – число зацеплений, проходимых зубом одной и той же
стороной
профиля за 1 оборот;
n – число оборотов в минуту;
tp – расчетная длительность нагружения детали в минутах за
один цикл
эксплуатационной нагрузки.
1. По контактным напряжениям.
При выпуске и уборке закрылков в воздухе в механизме данной схемы работают разные стороны профилей зубьев, поэтому при tp =t°=0.5 мин, a=1 и Nц.н=800 находим:
для ведущих зубьев
циклов;
для ведомых зубьев
циклов.
2. По изгибным напряжениям.
Здесь нужно провести проверку дважды:
при r=0 и мин.
циклов;
циклов;
при r=-0.5 (реверс момента) соответственно числу реверсов
циклов.
§5. Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев [I]
Их величины являются функцией твердости и числа циклов напряжения и ограничиваются верхним и нижним пределами:
кГ/мм2; кГ/мм2.
Из следующей записи условия:
,
где Np (по §4, п.1) после числовых подстановок:
для шестерни
,
получаем 68
Значит,
кГ/мм2 = 1294 Н/мм2;
для колеса
,
получаем 68133.
Значит, кГ/мм2 =1343 Н/мм2.
Для расчета принимаем меньшее в паре
кГ/мм2 = 1303 Н/мм2.
§6. Предварительный подбор степени точности зацепления
В зубчатых передачах авиационных приборов наиболее распространены 5-я, 6-я, 7-я и 8-я степени точности зацепления в зависимости от окружной скорости и погонной нагрузки на зуб, а значит, и от твердости.
При НВmin в паре =310 можно принимать 7-ю степень точности [I], но, учитывая значительную ожидаемую скорость (n1=10 000 об/мин), задаемся
6-й повышенной степенью точности.
§7. Выбор относительной ширины зубчатых венцов
В узлах авиационных агрегатов обычно применяются зубчатые пары узкого типа как менее чувствительные к приборам валов и сниженной жесткости облегченных корпусов. При малой мощности (1ч5 квт) обычно ψL≤0,2[I]. Предварительно принимаем ψL=0,16.
§8. Выбор формы зуба в плане
Ввиду значительной ожидаемой скорости задаемся косым зубом с углом скоса по условию [I]
.
При ψL=0,16 имеем
.
Принимаем ; .
§9. Определение поправочных коэффициентов, влияющих на расчетную величину погонной нагрузки
1. Неравномерность распределения погонной нагрузки по длине зубьев учитывается коэффициентом концентрации [I]
,
где К=1,2 – для косозубых колес;
=0,45 – для несимметрично расположенного колеса по отношению к
опорам и консольно сидящей шестерни;
Соб=1 – при ободе с тонким диском.
Подставляя числовые значения, получаем
.
2. Дополнительные динамические нагрузки на зубья в зависимости от окружной скорости, твердости и степени точности, возникающие как следствие погрешностей изготовления зубьев по основному шагу, учитывает скоростной коэффициент [I]
,
где — окружная скорость, а - ее допускаемое значение в данном случае.
Поскольку величина зависит от размеров передачи, которые еще не определены, задаемся в первом приближении
.
3.Взаимоподдерживающее действие пар зубьев, находящихся в зацеплении, учитывает коэффициент профильного перекрытия К.
Для косых зубьев при расчете их по контактным напряжениям для 6-й степени точности предварительно принимаем [I]
.
§10. Определение конусного расстояния из расчета на контактную прочность зубьев на номинальном режиме (первое приближение) [I]
мм,
где δ=90°
кГ/мм = Н/мм;
=М1·Кд=427·1,05=448 кГмм = Нмм.
Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины, получаем
мм.
§11. Проверка выбора степени точности зацепления
1. Ориентировочная окружная скорость в среднем сечении
м/сек.
2. Предельно допустимое значение окружной скорости для стальных цилиндрических косозубых пар 6-й степени точности, НВmin=350 и при i=1ч5[I]
Интерполируем по линейному закону для i1=1,71:
м/сек.
С поправкой на твердость НВmin=310 находим
м/сек.
Рисунок 6 — Предельно допустимое значение окружной скорости в зависимости от передаточного числа при 6-й степени точности и НВmin=350
3. Правильность выбора степени точности проверяем по условию
.
При м/сек и среднем значении 1,75 коэффициента запаса на нераскрытие контактов зубьев получаем
т.е. м/сек.
Ввиду небольшого повышения (
§12. Уточнение межосевого расстояния
1. Скоростной коэффициент во втором приближении
2. Коэффициент профильного перекрытия остается без изменения, так как степень точности осталась прежней:
3. Уточненное конусное расстояние (второе приближение)
мм.
§13. Подбор модуля зубьев
Для обеспечения хорошей плавности зацепления модуль подбираем по условию [I]
мм.
По ГОСТу 9563-60 принимаем мм.
§14. Выбор числа зубьев колес
При выбранном модуле и найденном межосевом расстоянии числа зубьев определяются геометрическими выражениями:
Округляем до целого числа:
,
и далее
.
Так же округляем
.
§15. Определение основных размеров зубчатой пары
1. Точное значение конусного расстояния (до сотых долей мм)
мм.
2. Рабочая ширина зубчатых венцов (до десятых долей мм)
мм.
3. Точные значения делительных диаметров шестерни и колеса (до сотых долей мм):
мм;
мм.
4. Угол зацепления в среднем торцовом сечении (при )
5. Половинные углы начальных конусов φ1 и φ2:
; ;
; ;
; .
§16. Уточнение кинематического расчета
1. Передаточное число
Отклонение от прежнего составляет +0,9%, что вполне допустимо (±2-
3%).
2. Число оборотов валов:
об/мин; об/мин.
3. Фактическая окружная скорость в среднем сечении
Поскольку средний диаметр шестерни найдется из следующего соотношения:
мм,
получим
м/сек.
§17. Повторная проверка выбора степени точности зацепления и коэффициентов Кυ и Кε
1. По записи, аналогично как и в §11, п.3, получаем
м/сек;
.
Так как расхождений нет оставляем 8-ю степень.
§18. Проверка полученных размеров конической пары на контактную прочность зубьев [I]
кГ/мм2.
Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины, получим:
1. На номинальном режиме
=
=112 кГ/мм2=133 кГ/мм2 = 1274 Н/мм2.
2. На перегрузочном режиме пробуксовки предохранительной муфты с коэффициентом перегрузки (по исходным данным);
кГ/мм2 = Н/мм2,
что превышает
кГ/мм2 =1274 Н/мм2.
Проще всего это можно исправить путем уширения колес.
Исходя из соотношения
получаем новое значение b'= 6 мм.
Это означает что выполнимо без усложнения конструкции.
3. Тогда на номинальном режиме получим
при
=78 кГ/мм2=133 кГ/мм2,
а на перегрузочном режиме
кГ/мм2 =1078 Н/мм2=1,2 ,
что вполне допустимо.
В результате принимаем новое значение рабочей ширины зубчатых венцов b=6 мм.
§19. Определение расчетных изгибных напряжений в зубьях (на номинальном режиме)
1. Эквивалентное число зубьев для цилиндрических косозубых колес
,
для шестерни
для колеса
2. Коэффициент формы профиля зуба
3. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни на номинальном режиме [I]
кГ/мм2,
где - нормальный модуль в среднем сечении, находящийся из
соотношения
мм;
мм;
— коэффициент профильного перекрытия для косозубых колес 6-й степени точности при расчете зубьев на изгиб [I].
кГ/мм2 = Н/мм2.
4. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса на номинальном режиме
кГ/мм2 = Н/мм2
§ 20. Допускаемые напряжения зубьев на изгиб
1. Эквивалентное число зубьев по §19, п. 1:
Для шестерни
Для колеса
2. Теоретический коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
3. Коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений для стали
следовательно, ,
4. Эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
,
5. Коэффициент влияния чистоты поверхности у корня зуба (здесь шероховатость часто больше, чем на рабочем профиле)
где а=6, если чистота у корня зуба 6,
6. Коэффициент качества заготовки из проката или штамповки [I]:
.
7. Масштабные коэффициенты зуба [I]. При мм
8. Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от экспериментального образца материала:
9. Пределы ограниченной выносливости материала зубьев
где m=9ч12;
Np – по §4, п.2;
≈1,2.
=64 кГ/мм2
При реверсе
=123 кГ/мм2
=63 кГ/мм2
При реверсе
116>96.
Значит, =96 кГ/мм2.
Следовательно, =96 кГ/мм2 = 940 Н/мм2.
10. Коэффициенты чувствительности материала зубьев к асимметрии цикла напряжения [I] для сталей
,
,
.
11. Допускаемые напряжения на изгиб зубьев при асимметричных циклах и ограниченной долговечности [I]
кГ/мм2,
где допускаемый коэффициент запаса прочности =1,7ч2.
Для незакаленных зубьев =1,7;
для высокозакаленных (низкий отпуск) в результате существенного влияния остаточных закалочных напряжений на прочность зубьев =2.
Принимая в нашем случае для зубьев шестерни ш=1,9 и для зубьев колес к=1,8, находим
при r=0
=28 кГ/мм2
=31 кГ/мм2 ;
при r=-0,5 (реверс момента)
=37 кГ/мм2
=33 кГ/мм2 53.
Из сравнения следует, что для проверки прочности зубьев на изгиб должны быть взяты
=28 кГ/мм2 = Н/мм2 и =31 кГ/мм2 = Н/мм2.
§21. Проверка зубьев на изгибную прочность
1. На номинальном режиме:
,
т.е. 21,5
,
т.е. 1930 кГ/мм2,
2. На перегрузочном режиме при пробуксовке муфты:
,
,
43
,
,
38
§22. Окончательные основные размеры конической пары редуктора
dш=26,00 мм;
zш=26;
;
dк=45,00мм;
zк=45;
;
L=25,9 мм;
b=6,0 мм;
ms=1 мм;
δ=90°;
αn=20°;
βср=23°.
Степень точности зацепления – 4-я.
Глава IV. Расчет выходного вала редуктора
Исходные данные (из предыдущего расчета)
1. Угловая скорость вала n=10,5 об/мин.
2. Крутящий момент на червячном колесе кГмм = Н.
3. Коэффициент динамичности внешней нагрузки
4. Делительные диаметры:
червячного колеса мм,
цепной звездочки мм.
5. Угол скоса зубьев червячного колеса
6. Угол зацепления зубьев .
7. Приведенный коэффициент трения скольжения вдоль по винтовой линии
зубьев
8. Приведенный угол трения
§1. Определение расчетных величин нагрузок, действующих на вал
1. Расчетный момент на валу
кГмм = Н/мм.
3. Расчетная окружная сила на колесе
кГ=60975H.
кГ. = 9790 H.
4. Расчетная аксиальная сила на колесе
продолжение
--PAGE_BREAK--