5. Перерасчет на контактную и изгибную прочность.

мм число оборотов на шестерне. Тогда, найдем окружную скорость:

м/с.

Зная значение окружной скорости, определим значение коэффициента :

для .

Далее найдём значение коэффициента формы зуба :

.

Для коэффициент.

Найдём значение коэффициента нагрузки k:

.

5.1 Определение контактных напряжений

Определяем действительные контактные напряжения в передаче:

МПа

Тогда:

.

Контактная прочность обеспечена. Недогрузка 1,5%.

5.2 Проверочный расчет передачи на изгибную прочность

Изгибные напряжения зубчатых колёс:

-на шестерне

,

где коэффициент формы зуба выбирается для эквивалентного числа зубьев:

;

-на втором колесе

Условие изгибной прочности выполняется.

6. Проверочный расчет планетарных и конических колёс на статическую прочность при перегрузках.

6.1 .Проверочный расчет планетарных колёс

6.1.1. Определение максимального крутящего момента

- номинальная величина крутящего момента,

- коэффициент перегрузки.

Тогда:

6.1.2. Определение амплитудного значения крутящего момента

6.1.3. Проверочный расчёт на контактную прочность

Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках:

,

затем определим максимальные допустимые контактные напряжения при перегрузках:

Условие контактной прочности выполняется: <.

6.1.4. Проверочный расчёт на изгибную прочность

Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках для двух колёс цилиндрической передачи:

,

,

затем определим максимальные допустимые изгибные напряжения при перегрузках:

Условие изгибной прочности выполняется: <,<.

6.2. Проверочный расчет конических колёс

6.2.1. Определение максимального крутящего момента

- номинальная величина крутящего момента,

- коэффициент перегрузки.

Тогда:

.

6.2.2. Определение амплитудного значения крутящего момента

.

6.2.3. Проверочный расчёт на контактную прочность

Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках:

,

затем определим максимальные допустимые контактные напряжения при перегрузках:

Условие контактной прочности выполняется: <.

6.2.4. Проверочный расчёт на изгибную прочность

Определим максимальные контактные напряжения, возникающие в передаче при перегрузках для двух колёс конической передачи:

,

,

затем определим максимальные допустимые изгибные напряжения при перегрузках:

Условие изгибной прочности выполняется:<,<.

7. Проектирование альтернативного варианта редуктора

Спроектируем альтернативный вариант редуктора, приняв передаточное отношение планетарной ступени Расчет альтернативного варианта редуктора произведен на ЭВМ.

7.1 Определение общего передаточного отношения

Передаточное число определяется

U_ред=U₁U₂ или

U₂=4 (т.к. вторая ступень планетарная),

т. к n_вх=2100 мин^{-1 ,}

n_вых=190 мин^-1, то передаточное отношение будет равно

,

тогда U₁=11,05/5=2,21.

7.2 Определение частот вращения валов

,

об/мин,

,

,

n_a=n=950,226 об/мин ,

n_H=n=190 об/мин ,

n_b^(H)=190 об/мин - для неподвижного корончатого колеса,

n_a^(H)=n_a-n_H=950,226 -190 = 760,226 об/мин - для солнечного колеса,

n=-n=-190 об/мин,

- для сателлита,

где

7.3 Назначение КПД передач

Принимаем значение для конической передачи равное₁=0,97 (среднее из предложенных значений), тогда значениедля планетарной передачи будет вычислено: , где.

7.4. Определение мощности на валах

кВт;

кВт

кВт.

7.5. Определение крутящих моментов на валах

,

;

;

.

Определим число сателлитов из неравенства:

Для двух самоустанавливающихся элемента К _нер=0,9.

Определим крутящий момент, который передается от центрального колеса к сателлиту:

Определим крутящий момент, передающийся от сателлита к неподвижному корончатому колесу:

.

8. Анализ результатов проектирования

Производя расчет альтернативного варианта, редуктора мы получили новые габариты конической и планетарной передачи. Все условия прочности выполняются. На чертеже №1, выполненном в масштабе 1:4, представлены схемы редуктора №1 (ручной вариант) и редуктора №2 (компьютерный вариант).

Найдем объемы этих редукторов:

Редуктор №1

Редуктор №2

Т.к. редуктор №2 имеет меньший объем, то он имеет и меньшую массу по сравнению с редуктором №1, поэтому выбираем редуктор №2.

9. Предварительное определение диаметров валов и осей.

Определим диаметры валов из условия прочности по касательным напряжениям:

, где- крутящий момент,

- коэффициент пустотелости,

- допускаемое напряжение кручения.

Принимаем ,

Округлим значения диаметров до целых чисел, предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров валов:

.

Диаметр осей сателлитов принимаем равным d_сат= 30 мм.

10. Подбор подшипников.

Для входного вала выбираем роликовый подшипник №2209 ГОСТ 8328-75:

d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=44кН; и шариковый подшипник № 176309 ГОСТ 8995-75: d=45мм, D=100мм, B=25мм, C=61,4кН.

Для промежуточного вала выбираем шариковый подшипник №176211 ГОСТ 8995-75:d=65мм,D=100мм, B=21мм, C=39,6кН, и роликовый подшипник №2113 ГОСТ 8328-75:d=65мм,D=100мм, B=18мм, C=38кН.

Для каждого из сателлитов выбираем роликовые подшипники лёгкой серии №12208 ГОСТ 8328-75: d=40мм,D=80мм, B=18мм, C=41,8кН.

Для выходного вала выбираем роликовые конические подшипники №7218 ГОСТ 27365-87: d=100мм,D=160мм, B=31мм, Т=32,5мм, C=158кН.