Проектировочный расчет двухступенчатого планетарного редуктора (максимальный момент на тихоходном валу - 3000 Нм, частота вращения - 45 об/мин), страница 4

N_{FE b2}=60|n_b2-n_h2|n_w×(t_LFE)_b=60×(-216)×3×2474= 9.619×10⁷ циклов

Расчет коэффициента долговечности

, где N_F0–  базовое число циклов при расчете изгибной выносливости зубьев      (N_F0=4×10⁶)

N_FE—эквивалентное число циклов при расчете изгибной выносливости    

зубьев.

  Тихоходная ступень

   Быстроходная ступень

Расчет допускаемых напряжений

, где —предел выносливости зубьев (МПа), зубчатых  колес при нулевом цикле (R=0) изменения напряжений. =950МПа для стали 12ХН2.

K_FL—коэффициент долговечности.

K_FС—коэффициент, учитывающий  реверсивность приложения нагрузки к зубу.

Т.к. внешняя нагрузка на колесах a,b не реверсивная, то (K_FC)_a=(K_FC)_b=1.

На сателлите нагрузка всегда реверсивная, поэтому (K_FC)_g=0.75.

[S_F]=1.7- допускаемое значение коэффициента долговечности

3.  ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС а₁ И а₂

Предварительный расчет размеров колес

Примем z_a1=20, а z_a2=17

Тогда:

A1=za1(1+p1)/nw=20(1+3.8)/3=34 ÞN1=32 zb1=N1×nw-za1=32×3-20=76 zg1=(zb1-za1)/2=(76-20)/2=28 pфакт1=zb1/za1=76/20=3.8

A2=za2(1+p2)/nw=17(1+5.667)/3=37.78 ÞN1=38 zb2=N2×nw-za2=38×3-17=97 zg2=(zb2-za2)/2=(97-17)/2=40 pфакт2=zb2/za2=97/17=5.706

(i_a2h1)_факт=(р_факт1+1)(р_факт2+1)=32,19

D%=((i_a2h1)_факт-i_a2h1)/i_a2h1=(32.19 - 32)/32×100%=0.588%—погрешность <5%

Расчет диаметров колес из условия обеспечения контактной прочности

Расчетный момент на шестерне

T_H1=T_a1/n_w=625/3=208.4    Н×м—расчетный момент на шестерне a₁

T_H2=T_a2/n_w=93.75/3=31.25 Н×м—расчетный момент на шестерне a₂

Передаточное число в зацеплении а-g

u₁=(p₁-1)/2=(3.8-1)/2=1.4

u₂=(p₂-1)/2=(5.667-1)/2=2.334

Определение относительной ширины шестерни   

      

Расчет коэффициента неравномерности распределения нагрузки в зацеплении

, где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между   

сателлитами. Принимаем:W₁=1,03—т.к. колесо а₁—плавающее,

W₂=1,05—плавающее водило h₂,

- коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого колеса до приработки зубьев.

По графику:

K_HW=1—коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_HS1=1.03+(1.15-1)×1=1.18

K_HS2=1.05+(1.15-1)×1=1.2

Расчет начального диаметра шестерни

K_HV=1,1—коэффициент, учитывающий динамические нагрузки.

 мм

—диаметр колеса а₁

мм

—диаметр колеса а₂

 

 

Расчет диаметров колес из условия обеспечения изгибной прочности

Определение величины коэффициентов формы зубьев колес

Коэффициент смещения , число зубьев долбяка для нарезания колеса b принять равным z₀=20. Коэффициенты смещения определяем по рис. 2.23, 2.24 (“Курсовое проектирование деталей машин”, стр. 41-42).

YFa1	4,100	YFa2	4,240
YFb1	3,600	YFb2	3,600
YFg1	3,820	YFg2	3,700
YFa1/[sF]a1	0,007	YFa1/[sF]a2	0,008
YFg1/[sF]g1	0,009	YFg1/[sF]g2	0,009
YF1/[sF]1	0,009	YF2/[sF]	0,009

Расчетный момент на шестерне

T_F1=T_a1/n_w=625/3=208.3 Н×м— расчетный момент на шестерне a₁

T_F2=T_a2/n_w=93.75/3=31.25 Н×м— расчетный момент на шестерне a₂

Определение относительной ширины шестерни

Оставим такой же, как и при расчете на контактную прочность.

Определение коэффициента неравномерности распределения нагрузки

, где   

Делительный диаметр шестерни

K_FV1=1.1  —коэффициент, учитывающий динамические нагрузки

K_FV2=1.12—коэффициент, учитывающий динамические нагрузки

      

Предварительное значение модуля

m'=d'_aF/z_a

m'₁=52.43/20=2.622 мм Þ m₁=2.5 мм

m'₂=26.46/17=1.557 мм Þ m₂=1.5 мм

Пересчет числа зубьев

Т.к.  d_aH>d_aF для обеих ступеней, то необходим пересчет размеров колес, тогда:    z_a=d_aH/m

Тогда:

za1=59.055/2.5=23.622    Þ za1=24 A1=za1(1+p1)/nw=24(1+3.8)/3=38,4 ÞN1=38 zb1=N1×nw-za1=38×3-24=90 zg1=(zb1-za1)/2=(90-24)/2=33 pфакт1=zb1/za1=90/24=3.75 u1=zg1/za1=33/24=1.375

za2=29.87/1.5=19.913  Þ za2=20 A2=za2(1+p2)/nw=20(1+5.667)/3=44.45ÞN2=44 zb2=N2×nw-za2=44×3-20=112 zg2=(zb2-za2)/2=(112-20)/2=46 pфакт2=zb2/za2=112/20=5.6 u1=zg1/za1=46/20=2.3

(i_a2h1)_факт=(р_факт1+1)(р_факт2+1)=31.35