Быстрый поиск

Курсовая работа: Проектирование углового конического редуктора створок шасси на ЛА

где - нормальный модуль в среднем сечении, находящийся из

соотношения

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=9÷12;

Np по §4, п.2;

≈1,2.

=64 кГ/мм2 <132.

При реверсе

=123 кГ/мм2 <132.

=63 кГ/мм2 <96.

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 =1,7÷2.

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 <69.

=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<28 кГ/мм2

т.е. 19<30 кГ/мм2,

2. На перегрузочном режиме при пробуксовке муфты:

43<69 кГ/мм2,

38<53 кГ/мм2.

§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 =60975 H.

у

кГ. = 9790 H.

4. Расчетная аксиальная сила на колесе

кГ = Н.

5. Расчетное распорное усилие в зацеплении

кГ = Н,

кГ = Н.

6. Расчетная окружная сила на цепной звездочке

кГ = Н.

§2. Выбор материала вала

Для унификации материала возьмем сталь 40ХНА с термоупрочнением, как и для червячного вала. После закалки с высоким отпуском кГ/мм2 = 980 Н/мм2; кГ/мм2 = 813 Н/мм2; кГ/мм2 = 470Н/мм2 при удовлетворительной вязкости.

§3. Предварительное определение диаметра и конструктивная разработка вала

1. Для уменьшения веса выполняем вал полым, задавшись относительной величиной диаметра отверстия

Для наиболее нагруженного участка вала диаметр вала ищем по условию [I]

мм,

где - расчетный момент на валу, кГмм;

К – коэффициент, учитывающий влияние расположения зубчатых колес по отношению к подшипникам; для тихоходного вала при консольном расположении цепной звездочки ;