3. Определение допускаемых напряжений изгиба

Согласно рекомендации [1] принимаем σ_{Flimb1,2,a,g,b}=800 Мпа;

Коэффициент безопасности S_F=1.8 т.к. заготовка штамповка;

Базовое число циклов ;

Расчетное число циклов при переменном режиме

m_F=9, т.к. HB>9;

i – номер режима

s – номер вала

Для шестерни z₁:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

n_I=2300 об/мин; n_I(1)=n_I=2300 об/мин; n_I(2)=1,05n_I=2415 об/мин;

n_I(3)=1,25n_I=2875 об/мин;

; ; ; ;

c_j – число зацеплений зуба за один оборот рассчитываемого колеса

с₁=1

Для шестерни z₂:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

n_II=840 об/мин; n_II(1)=n_II=840 об/мин; n_II(2)=1,05n_II=882 об/мин;

n_II(3)=1,25n_II=1050 об/мин;

; ; ; ;

c₂=1

Для шестерни “а”:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

об/мин; об/мин; об/мин; об/мин;

; ; ; ;

c_a=c_b=a_c`=5

Для сателлита “g”:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

об/мин; об/мин; об/мин; об/мин;

; ; ;

c_g=2

Для корончатого колеса“b”:

Из исходных данных:

t_h=2000 ч; t_h(1)=0,7t_h=1400 ч; t_h(2)=0,2t_h=400 ч; t_h(3)=0,1t_h=200 ч;

n_b=n₃=210 об/мин;

об/мин; об/мин; об/мин; об/мин;

; ; ;

c_b=5

K_FCj – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубья.

K_FC1,2,a,b=1, т.к. зуб работает одной стороной

K_FCg=0,75, т.к. зуб работает двумя сторонами

Коэффициент долговечности для каждого зубчатого колеса:

N_FO<N_FE1, следовательно K_FL1=1

N_FO<N_FEa, следовательно K_FLa=1

N_FO<N_FE2, следовательно K_FL2=1

N_FO<N_FEb, следовательно K_FLb=1

N_FO<N_FEg, следовательно K_FLh=1

Допускаемые контактные напряжения:

Мпа;

Мпа;

Мпа;

Мпа;

Мпа;

4. Расчет цилиндрической передачи

1. Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности

Из предыдущих расчетов даны следующие параметры:

U₁=2,738; ; n₁=2300 об/мин; [σ_H]_1-2=1113 МПа;

[σ_F]_1-2=444 МПа; HB>350.

K – коэффициент нагрузки. Выбираем согласно рекомендации [1] К=1,3.

Ψ_ba – коэффициент ширины. Согласно рекомендации [1], т.к. расположен симметрично Ψ_ba=0,4.

Межосевое расстояние:

мм.

Ширина зубчатого венца:

b_w=a_wΨ_ba=162,851×0,4=65,14 мм. Округлим до целого: b_w=65 мм.

2. Определение модуля и числа зубьев

Y_F – коэффициент формы зуба. Для седьмой степени точности, согласно рекомендации [1] Y_F=4.

мм.

Округляем по ГОСТ 9563-60 m=3 мм.

Число зубьев шестерни

Округляем до целого: z₁=29

z₂=z1×U1=29×2,738=79,405

Округляем до целого z₂=80.

Фактическое передаточное отношение:

;

Проверка: ;

Так как 0,0017<0,03 значит число зубьев подобранно правильно.

3. Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Делительный диаметр шестерни:

Окружная скорость:

Коэффициент нагрузки К:

К=К_β∙К_v

К_β – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса;

Для переменного режима, согласно рекомендации [1]

Для симметрично расположенной относительно опор шестерни и для Ψ_bd=0.8, согласно рекомендации [1]

Тогда

К_v – коэффициент динамической нагрузки

Для седьмой степени точности, для HB>350 и для v=10.477, согласно рекомендации [1] К_v=1.25

Тогда К=1,025∙1,25=1,281

Расчетное контактное напряжение:

Значит расчеты верны.