Файл: Липчин Ц.Н. Надежность самолетных навигационно-вычислительных устройств.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 05.07.2024
Просмотров: 152
Скачиваний: 0
Т а б л и ц а 4. 3
Значения коэффициента изнашиваемости
|
Материал зубчато'й пары колес |
мм |
|
а |
|
|
|
Ч ' О б / М И Н ' К г / М |
Сталь |
ЭИ474 |
0,5 • НО-1 0 |
Сталь |
4X13 —бронза КМцЗ-1 |
2,45 • Ю - 1 0 |
Сталь |
4X13 анодированный алюми |
3,62- 10-1 0 |
ний |
В95Т |
|
меняется в широких пределах, то в качестве значения п\ в выражении (4.68) следует использовать [4] среднюю квадратичную частоту вращения, определяемую из вы ражения
|
ß l = j / " n ^ ™ * + " L i n ^ n ^ |
- |
( 4 > б 9 ) |
|||
где ftimax |
и |
П\ m i n — частота |
вращения |
двигателя |
соот |
|
|
|
ветственно на максимальной и мини |
||||
|
|
мальной скорости |
в об/мин; |
|
||
^тах |
и |
Альвремя |
работы двигателя |
соответст |
||
|
|
венно ïl\ max H ïl\ ipin в об/мин. |
|
|||
Величина |
предельно допустимого бокового |
зазора в |
||||
зубчатом зацеплении Сп , возникаемого при износе зубча той пары колес, определяется исходя из заданной точ ности или прочности зубьев. Обычно величина Сп , пред шествующая разрушению зубьев, составляет
C„ = 0J5Snx, |
(4.70) |
где Sux — толщина зуба по постоянной хорде в мм. Значение Sax для некоррегированных зубчатых колес
может быть определено из выражения
где m—модуль |
зубчатого |
зацепления в мм; |
|
|
ао — угол |
профиля исходного контура |
(угол |
зацеп |
|
ления оо=20°) по ГОСТ 9587—68. |
|
|||
В табл. 4. 4 приведены |
значения С п и Snx, |
рассчитан |
||
ные по выражениям (4.70) |
и (4.71) для ряда значений т . |
|||
Удельное давление и по линии касания |
зубьев |
опре |
||
деляется из выражения |
(4.66). Составляющие ы с т и иг |
4* |
99 |
Т а б л и ц а 4.4
Расчетная таблица значений Са и 5 n J C
m |
|
|
m |
snx |
с„ |
мм |
MM |
мм |
мм |
MM |
мм |
0,2 |
0,277 |
0,21 |
0,7 |
0,97 |
0,73 |
0,3 |
0,415 |
0,31 |
0,8 |
0,110 |
0,83 |
0,4 |
0,555 |
0,41 |
1,0 |
1,387 |
1,04 |
0,5 |
0,693 |
0,52 |
1,25 |
1,735 |
1,30 |
0,6 |
0,832 |
0,62 |
1,5 |
2,080 |
1,56 |
могут быть |
найдены с учетом |
|
принятых |
размерностей |
|||||||
следующим образом: |
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
106 |
|
|
|
|
|
(4.72) |
|
|
|
|
|
Вг2л |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
10 |
ВГ2я |
|
|
|
(4.73) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
где Мет и МІ |
- соответственно |
статический и |
||||||||
|
|
|
|
|
инерционный |
моменты нагрузки в |
|||||
|
Виг, |
|
|
г2т |
кг • м; |
|
|
|
|
|
|
|
|
2д- |
-соответственно |
ширина и радиус |
|||||||
|
|
2 |
|||||||||
|
|
|
делительной |
окружности |
ведомо |
||||||
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
го колеса первой зубчатой пары |
||||||
|
|
|
z2 |
= inzi |
в мм; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
—число зубьев ведомого колеса пер |
||||||||
|
|
|
|
|
вой зубчатой пары; |
|
|
||||
|
|
|
|
Z\—число |
|
зубьев |
ведущего |
колеса |
|||
|
|
|
|
|
первой зубчатой пары. |
|
|||||
|
Величины М с т и Мг- определяются из выражений |
||||||||||
|
|
|
|
|
ю - |
8 |
мк |
|
|
|
(4. 74) |
|
|
|
|
|
•Ц-і |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(4.75) |
где |
МК |
— момент нагрузки в г-см; |
|
|
|
||||||
|
T]=T]ife |
— к. п. д. редуктора; |
|
|
|
|
|||||
|
ni — к. п. д. одной зубчатой |
пары |
колес, |
равный |
|||||||
|
|
|
с учетом потерь в опорах 0,9; |
|
|
||||||
|
k — количество зубчатых пар колес в редукторе; |
||||||||||
|
і |
— передаточное отношение |
редуктора; |
|
|||||||
100
|
/ — момент |
инерции |
вращающейся массы |
на |
ве |
||||||
|
домом |
валу |
первой |
зубчатой |
пары |
в |
|||||
|
кг • м • с2 ; |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
е — угловое |
ускорение |
ведомого |
колеса |
первой |
||||||
|
зубчатой пары в 1/с2. |
|
|
|
|
|
|||||
|
Значение / |
определим следующим образом: |
|
|
|||||||
|
|
|
nDl.By |
I |
П., |
\2 |
|
ni.Rv |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
g |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(4. |
76) |
|
|
где m2 — масса |
ведомого |
колеса |
z2 пер |
||||||
|
|
|
вой зубчатой пары в кг-с2 /м; |
||||||||
г2і |
и D2i= (ziinm + 2m)—соопветственно |
радиус |
и диа |
||||||||
|
|
|
метр |
окружности выступов |
ко |
||||||
|
|
|
леса |
z2 |
в |
мм; |
|
|
|
г2 |
|
|
|
|
\ — плотность |
материала |
колеса |
||||||
|
|
|
в г/см3 ; |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
g—ускорение |
силы |
тяжести, рав |
||||||
|
|
|
ное 9,8 м/с2 . |
|
|
|
|
||||
|
Как показывают исследования, угловое ускорение е |
||||||||||
ведомого колеса z2 зависит |
от |
бокового |
зазора |
между» |
|||||||
зубьями Си, угловой скорости колеса z2 |
и конструктив |
||||||||||
ных параметров первой зубчатой пары zu |
m, іп. При этом |
||||||||||
выражение для определения е может быть записано |
в |
||||||||||
виде |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Е = 1 , 7 7 . _ С н _ Л І І . _ | _ 9 Ц » , |
|
|
(4.77) |
||||||
|
|
|
г im |
\ in |
|
J |
|
|
|
|
|
где |
( о = — - |
угловая скорость ведомого |
колеса |
первой |
|||||||
|
30 • /„ |
зубчатой пары в |
1/с. |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
Выражения |
(4. 66) —(4. 68) |
|
и (4. 72) —(4.77), |
полу |
||||||
ченные в результате |
проведенного |
анализа, могут быть |
|||||||||
использованы для определения средней наработки до от каза мелкомодульной зубчатой передачи.
Результаты испытания на надежность мелкомодуль ных зубчатых передач показывают, что распределение времени безотказной работы подчиняется нормальному
закону. С учетом |
указанного предположения |
|
Р ( 0 п = 0 , 5 - Ф ( 2 ) , |
где |
P(t)n — вероятность безотказной рабо- |
101
ты зубчатой передачи по посте
пенным отказам;
г г»
- Л т |
\ е~2 dz |
нормированная |
функция Лап |
|
/ 2 « |
•> |
|
|
|
|
|
ласа, значения |
которой |
опреде |
|
|
ляются из .приложения |
3 |
|
наработка, для которой опре деляется P(t)u\
асреднее квадратичное отклоне ние наработки до отказа МЗП
от величин Гп ; приближенно можно принять а= (0,2—0,3) Тп.
Расчет надежности зубчатой передачи по внезапным отказам выполняется по известной методике [44], в осно ве которой лежит экспоненциальный закон распределе ния времени безотказной работы элементов. При этом
P(t)B = e
где Я(/)в — вероятность безотказной работы зубчатой передачи по внезапным отказам; К — суммарная интен сивность отказов элементов зубчатой передачи.
Показатели надежности зубчатых передач с учетом внезапных и постепенных отказов определяются на основе'известных соотношений [18]:
P(t)=P(t)nP(t)
где 7"Ср и P(t) —соответственно средняя наработка до от каза и вероятность безотказной работы зубчатой переда чи с учетом действия внезапных и постепенных отказов.
Исследование влияния конструктивных параметров на надежность мелкомодульных зубчатых передач поз воляет сделать некоторые рекомендации для конструи рования зубчатых передач с учетом обеспечения их вы сокой надежности.
При конструировании мелкомодульных зубчатых пе редач необходимо выбирать:
1) минимально возможное значение модуля (m) зуб чатого зацепления колес;
102