1. На номинальном режиме

, т.е. 2,2 кГ/мм2<10.

§ 19. Окончательные основные размеры червячной пары

редуктора

A = 187,50 мм ;                    ;                            мм;

 мм;            ;                            ;

 мм;           ;                      .

Конструктивная ширина червячного венца  b≈1,08; b=88;  q=8.

Глава III. Расчет конической зубчатой пары

Исходные данные

1. Мощность на ведущем валу W1=2,2 квт.

2. Число оборотов ведущего вала n1=5000 об/мин.

3. Межосевой угол δ=90°.

4. Передаточное число пары i1=1,72.

5. К.п.д. зубчатой пары η≈0,98.

6. Коэффициент динамичности внешней нагрузки KД=1,05.

7. Расчетная долговечность Nц.н=800 циклов

8. Коэффициент перегрузки при пробуксовке муфты Kпер=2.

Рисунок 4 - Кинематическая схема конической пары в 1-й ступени редуктора

§1. Определение угловых скоростей

n1=10 000 об/мин;

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<400, поскольку применение здесь поверхностей закалки затруднительно.

Этим требованиям удовлетворяет сталь 18ХНВА с соответствующей термообработкой [I] (см. табл. 1).

Таблица 1

  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.

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<125<132.

Значит,

 кГ/мм2 = 1294 Н/мм2;

для колеса

,

     получаем 68<137>133.

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 (1÷5 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=1÷5[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 (<4%) оставляем пока выбранную в §6 расчета 6-ю степень точности зацепления.

§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

,

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

Страницы: 1, 2, 3