Кинематическая схема редуктора

Для двустороннего  нагружения  зуба  принимаем K _FC=0,8 .

Коэффициент долговечности  определяем по формуле / 2/

 

,

где N _F0  – базовое число циклов нагружений;

N _FE – расчетное число циклов нагружений.

Базовое число нагружений для всех сталей N _F0=4×10⁶. /2/

Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле

N _FE = 60 ×с· n · t _h,

а для переменного:

N _FE =60 · C· ∑(Т_i/T_H)⁹·n_i·t_hi

Базовый предел выносливости по изгибу  /2/ s _{F lim b} = 800 МПа;

коэффициент безопасности  S _F = 2 / 2/.

Коническая  передача:

Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле

N _FEпост = 60 ×с· n · t _h=60 · 2200 · 2000 = 264 · 10⁶,

а для переменного:

N _{FEнепост} =60 · C· ∑(Т_i/T_H)⁹·n_i·t_hi=60·1·((1)⁹·0,5·2000·2200+(0,91)⁹·0,3·2000·1,1·2200+

+(0,87)⁹·0,2·2000·1,15·2200)=186,6·10⁶;

Найдём расчетный коэффициент  К_FE= N _{HE1непост}/ N _HE1пост=0,72.

Теперь для вычисления  расчётного числа циклов нагружений при переменном режиме воспользуемся  формулой:

N _FE = 0,72 · 60 · C · n · t _h×K_FL  (**)

 

Коэффициент долговечности 

=⁹√4· 10^6/186,6·10⁶=0,65,

Примем  K_FL=1 так как мы говорим о поверхностном упрочнении

Допускаемые напряжения изгиба

[ s _F ]₁ = ( s _{F lim b} / S _F ) ·K _FL = ( 800 / 2 ) · 1= 400 МПа ;

Планетарная передача. 

Коронное колесо:

Расчётное число циклов нагружений при переменном режиме:

N _FE = 0,72 · 60 · C · n · t _h×K_FL  =0,72 · 60·4·1,1·2200·2000=836,3·10⁶

 

Коэффициент долговечности 

=⁹√4· 10^6/836,6·10⁶=0,55

Примем K _FL=1, так как это минимально возможное для него значение в выполняемой работе.

Допускаемые напряжения изгиба

 [ s _F ]₁ = ( s _{F lim b} / S _F ) ·K _FL = ( 800 / 2 ) · 1= 400 МПа

Сателлиты:

 

Расчётное число циклов нагружений при переменном режиме:

N _FE = 0,012 · 60 · C · n · t _h×K_FL  =0,72 · 60·1·571,25·2000=49,2·10⁶

 

Коэффициент долговечности 

=⁹√4· 10^6/49,2·10⁶=0,76

Примем K _FL=1, так как это минимально возможное для него значение в выполняемой работе.

Допускаемые напряжения изгиба

[ s _F ]₁ = ( s _{F lim b} / S _F ) ·K _FL = ( 800 / 2 ) · 1·0,8= 320 МПа

Центральное колесо:

Расчётное число циклов нагружений при переменном режиме:

N _FE = 0,72 · 60 · C · n · t _h×K_FL  =0,72 · 60·4·571,25·2000=61,2·10⁶

 

Коэффициент долговечности

=⁹√4· 10^6/61,2·10⁶=0,74

Примем K _FL=1, так как это минимально возможное для него значение в выполняемой работе.

Допускаемые напряжения изгиба

[ s _F ]₁ = ( s _{F lim b} / S _F ) ·K _FL = ( 800 / 2 ) · 1·1= 400 МПа .

Передача на выходе:

Расчётное число циклов нагружений при переменном режиме:

N _FE = 0,72 · 60 · C · n · t _h×K_FL  =0,72 ·60·1·1,15·2200·2000=216·10⁶

 

Коэффициент долговечности 

=⁹√4· 10^6/216·10⁶=0,64

Примем K _FL=1, так как это минимально возможное для него значение в выполняемой работе.

Допускаемые напряжения изгиба

[ s _F ]₁ = ( s _{F lim b} / S _F ) ·K _FL = ( 800 / 2 ) · 1·1= 400 МПа .

   4.Определение геометрических параметров планетарной передачи.

4.1Определение основных габаритов планетарной передачи

 

Определяем межосевое  расстояние  /2/

где Y_ba - коэффициент ширины венца относительно межцентрового

расстояния 

Принимаем К=1,4, Y_ba= 0,38 .

Округляем  a_w до 115 мм.

Определяем рабочую  ширину венца 

Y_ba =0,38 , т.к. шестерня расположена не симметрично относительно опор, а твердость поверхности зубьев HB>350.

          b_w = a_w · Y_ba = 115 · 0,38 = 43,7 мм.

Определяем модуль

 

Округляем  до модуля ближайшего по  ГОСТу.

Принимаем m=5мм.

Определяем число зубьев для шестерни

  

.  

Определяем число зубьев для колеса                       

  z₂ = z₁ · U₂ = 23 · 1 = 23 .  

Фактическое передаточное число

Погрешность .

Определяем диаметр  делительной окружности шестерни

d₁= m ·  z₁ =5 · 23 = 115 мм.

 

 

4.2 Проверка передачи по контактной прочности

 

Определяем окружную скорость шестерни

.

Согласно /2/ принимаем Кv = 1,2 .

Определяем коэффициент  ширины зубчатого венца относительно делительного диаметра шестерни

.

Согласно /2/ принимаем K_b = 1,15 .

K=K_V · K_b=1,2 · 1,15=1,38

0 £ { [ s _H ] – s _H } / [  s _H ] = ( 1207 – 1198 ) / 1207 = 0,007 £ 0,03

Контактные напряжения в зубьях находятся в допустимых пределах .

4.3 Проверка прочности  при изгибе

 

Напряжение изгиба шестерни

,

где /2/ Y_F2=3,9; .

.

Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.