Проектирование редуктора вертолёта

• Название: Проектирование редуктора вертолёта
• Дата: 16.05.2023
• Размер: 0.55 Mb.
• Имя файла: m2_5.docx
• Тип: Пояснительная записка; #1133605
• страница: 2 из 6

2. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА

2.1 Выбор материала зубчатой передачи

Исходя из прототипа выбирается марка стали для шестерни и зубчатого колеса.

Материал для шестерни:сталь 18Х2Н4ВА ГОСТ 4543-71

НВ = 580 σ_Β= 1030 МПа σ_Т=785МПа σ_-1= 570 МПа

ТХО - азотирование после термоулучшения

Материал для зубчатого колеса: сталь 40ХН2МА ГОСТ 4543-71

ТХО - азотирование после термоулучшения.

НВ = 530 σ_В=980МПа σ_Т= 835 МПа σ_-1= 550Мпа

2.2. Определение чисел зубьев шестерни z₁, колеса z₂ и передаточного числа

Ориентировочное значение окружной скорости

, м/сек (2.2.1)

Где d₁=60мм -делительный диаметр шестерни прототипа (исходные данные)

n₁ –частота вращения шестерни



Суммарное число зубьев z_Σ имеет характерные значения для зубчатых пар различных категорий.

Суммарное число зубьев x_Σ =50…60(70 ) x_Σ =70

Тогда число зубьев шестерни в первом приближении:

(2.2.2)

Где i – передаточное отношение передачи

(2.2.3)

Где n₂ –частота вращения колеса

Число зубьев колеса в первом приближении:

(2.2.4)

Принимаем:

z₁=14 z₂=56

Передаточное число для принятых зубьев: (2.2.5)

Отклонение передаточного числа:

(2.2.6)

Отклонение меньше 2,5% и не должно превышать передаточное число 4,5

Принимаем за передаточное число значение u = 4

Так как z₁ =14, то для устранения подрезания зубьев шестерни вводят корригирование.

Зацепления с коэффициентами смещения инструмента

x₁ =+0,3 х₂=-0,3

х₁ и х₂ - коэффициенты смещения инструмента

2.3 Выбор степени точности зацепления

При частоте вращения шестерни n₁ = 1300об / мин, с учётом размеров зубчатых колёс прототипа, ожидается окружная скорость V= м/с. Поэтому с учётом степени надёжности механизма и реверсивного движения принимается 7 степень точности и вид сопряжения - С.

2.4 Выбор относительной ширины зубчатого венца

В соответствии с рекомендациями и по табл. 1.2[1] для цилиндрических передач выбирается ψ_ba=0,3

2.5 Выбор формы выполнения зуба

Так как полученная окружная скорость шестерни менее20 м/с , то выбирается прямая форма зуба (β=0).

2.6 Определение предельных контактных напряжений в зубьях шестерни и колеса

Предельные контактные напряжения зависят от твёрдости поверхности зубьев и числа циклов нагружения поверхности детали

σ_{H lim min}=min(σ_{H lim 1},σ_{H lim 2})

Предельное контактное напряжение для поверхности зуба шестерни определяется по формуле:

(2.6.1)

Где σ_Hlimaи σ_Hlimb- соответственно верхнее и нижнее значения предельных напряжений, которые выбираются по таблице 1.6 [1]

m=6 - так как шестерня и колесо из стали

N_HO - число циклов изменении напряжении, соответствующих излому кривой усталости, для стали

(2.6.2)

N_HE - расчетное число циклов изменения контактных напряжений на одной поверхности зубьев

Расчётное число циклов изменения контактных напряжений на одной поверхности зуба шестерни:

N_HE1=60*c *n₁* (2.6.3)

Принимаем эквивалентную длительность цикла нагружения одной поверхности равной длительности одностороннего вращения в течении одного цикла по циклограмме

T_h =700 ч -расчётная долговечность

с = 1 - число контактов одной поверхности зуба шестерни за один оборот.

Для стальных зубьев верхний и нижний пределы вычисляются согласно таблице 1.6 [1].

σ_{H lim a1}=42*HRC, МПа (2.6.5)

σ_{H lim b1}=23*HRC, МПа (2.6.6)

1)Для шестерни HRC=58

по формуле (2.6.5)σ_Hlima1= 42*58=2436 МПа

по формуле (2.6.6)σ_Hlimb1=23*58=1334 МПа

по формуле (2.6.2) N_HO=12* =135,8*

по формуле (2.6.3) N_HE1=60*1* *700=54,6*

Предельное контактное напряжение для поверхности зуба шестерни
σ_{Hlim 1}=

2436 МПа> МПа> 1334 МПа

Так как неравенство выполняется, принимаем:

σ_{Hlim 1}= МПа

2) Для колеса HRC=53

σ_{H lim a2}=42*53=2226МПа

σ_{H lim b2}=23*53=1219МПа

По формуле (2.6.2) N_HO2=12*

По формуле (2.6.3) N_HE2=60*1*330*700

1219* МПа

2226 МПа> MПа> 1219 Мпа

Неравенство выполняется, принимаем:

σ_{Hlim 2}= МПа

Сравниваются значения σ_{Η lim1}, и σ_{Η lim2} и минимальное из них принимаем в качестве

σ_{H lim min}=min(σ_{Η lim1}, σ_{Η lim2})= МПа

2.7 Определение допускаемой величины контактных напряжений в зубьях передачи

Допускаемое контактное напряжение: (2.7.1)

где S_H=1,3 -коэффициент безопасности по таблице 1.7 [1] соответствующий назначению механизма при вероятности безотказной работы зубчатой пары Р > 0,99

Подставляя числовые значения в формулу (2.7.1), получаем:



2.8 Определение значений коэффициентов К_Нα, Κ_Ηβ , Κ_ΗV и функции

ƒ(β), входящих в формулу определения межосевого расстояния

2.8.1 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную выносливость

K_Hα=1 – для прямозубых пар

2.8.2 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых венцов

(2.8.1)

где К - коэффициент неравномерности

К = 1 - для прямозубых пар

c_H- коэффициент, учитывающий относительную твёрдость контактных поверхностей

(2.8.2)

Ψ_ba=0,3 - по п.2.4

с_θ- коэффициент, учитывающий влияние деформации скручивания шестерни и углов прогиба валов

с_θ=0,2 - согласно заданной кинематической схеме рис. 1.3 [1]

C_об - коэффициент, учитывающий влияние смягчения краев обода колеса

С_об=0,9 - принимая обод колеса податливым рис. 1.4[1]

После подстановки числовых значений в формулу (2.8.1):

1*(1+0,2* 1

2.8.3 Коэффициент, учитывающий дополнительную нагрузку

В первом приближении: Κ_ΗV = 1

2.8.4 Функция ƒ(β)

ƒ(β) = 1- при прямых зубьях

2.9 Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи в первом приближении

, мм (2.9.1)
где

T₁ - 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, МПа

Для стали E_пр=E₁=E₂=2.1*10⁵ МПа

K_Hα=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

После 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 = 8

2.11 Определение основных размеров зубчатой передачи

Диаметры 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 мм

d_a2=448+2*8-2*0,3*8=459,2 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев: d_ƒ=d-2.5m+2xm(2.11.3)

d_ƒ1=112-2,5*8+2*0,3*8=96,8мм

d_ƒ2=448-2,5*8-2*0,3*8=423,2мм

Межосевое 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=85мм

Тогда окончательная величина рабочей ширины зубчатого венца (определяющая область действия контактных напряжений):

b_w=min(b₁,b₂)=85мм