Проектирование углового конического редуктора створок шасси на ЛА
 

 
 

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.

9÷12

 
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.

[υ]6

 

14

 

12

 

i

 

  1             1,7                  3

 

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6



Реклама
В соцсетях
рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать