.
3. Расчетное напряжение изгиба
,
где
мм;
мм;
- коэффициент профильного перекрытия червячных зубьев 8-й
степени точности при расчете
на изгиб [I].
Численно
кГ/мм2=Н/мм2.
§ 17. Допускаемые
напряжения зубьев червячного колеса на изгиб
1. Механические характеристики бронзы
БрАЖН-10-4-4 (литье в кокиль):
кГ/мм2 ; кГ/мм2; кГ/мм2
.
2. Теоретический
коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
.
3. Коэффициент чувствительности литой бронзы к
концентрации
напряжений
q = 0,4.
4. Эффективный коэффициент концентрации
напряжений у корня зуба
.
5. Коэффициент влияния чистоты поверхности у корня зуба
,
где a=6 после
чистового нарезания червячных
зубьев.
Численно
.
6.
Коэффициент качества литой заготовки (литье в кокиль) [I]
.
7. Масштабные коэффициенты зуба [I].
Соответственно
мм принимают .
При мм
8.Результирующие коэффициенты влияния отличий
детали от экспериментального
образца материала:
9. Предел ограниченной выносливости материала зубьев
,
где ;
- по §4, п. 2;
При ,
кГ/мм2,> =
=
кГ/мм2 =Н /мм2
Следовательно,
= 39,6 кГ/мм2.
При реверсе и, следовательно, опять
= 39,6 кГ/мм2
= 388 Н/мм2.
10. Коэффициент чувствительности материала
зубьев к асимметрии цикла напряжения [I]
11. Допускаемые напряжения на изгиб зубьев при
асимметричных циклах и ограниченной долговечности
,
где [n]= 1,7÷2—
допускаемый коэффициент запаса прочности зубьев на
изгиб.
Принимая для незакаленных зубьев [n] = 1,7
(отсутствуют закалочные напряжения), находим:
Следовательно
кГ/мм2
= 117 Н/мм2;
при r=-0,5 (реверс момента)
кГ/мм2<21.
Из сопоставления следует, что изгибная прочность зубьев лимируется
величиной
§ 18. Проверка зубьев
червячного колеса на изгибную прочность
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
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<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
Страницы: 1, 2, 3, 4
|