Курсовая работа: Проектирование планетарного редуктора Д-27
2.3.3 Определение эквивалентных чисел циклов перемены напряжений
а) по контактной прочности:
- для сателлита
- для колеса
где: количество контактов сателлита и колеса;
б) по изгибной прочности:
- для сателлита
- для колеса
2.3.4 Определение допускаемых контактных напряжений
Для этого рассчитываются значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса. Так как и больше базовых значений, то величины вычисляются по зависимостям
Базовый предел контактной выносливости:
а) для сателлита при
б) для колеса при
Для поверхносно-упрочнённых зубьев .
При выполнении проектировочного расчета следует принять
где: коэффициент учитывающий шероховатость;
коэффициент учитывающий окружную скорость;
коэффициент учитывающий влияние смазки;
коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса.
В качестве допускаемых напряжений принимается меньшее из двух значений
Нахождение допускаемых изгибных напряжений. Для нереверсивной передачи произведение близко к единице,
где: коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности;
коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса;
коэффициент учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;
коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
коэффициент долговечности;
где: предел выносливости при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений;
коэффициент запаса прочности;
коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности равен единице, так как и больше, чем .
2.4 Проверочный расчет II-ой ступени
2.4.1 Проверка передачи на контактную выносливость
В соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-87 для стальных колес, коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес
Нахождение коэффициента учитывающего суммарную длину контактных линий
Определение коэффициента перекрытия:
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления. При угле зацепления
Ширина шестерни
Принимается
Уточнение значения
Так как изменилась мало, то остается неизменным.
Расчет коэффициента
Для данной передачи принято 5-й степень точности, как видно передача работает с окружной скоростью , и поэтому коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку определяется следующим образом.
Для кромочного удара:
- определение удельной передаваемой нагрузки
где: коэффициент который учитывает динамические нагрузки, связанные с крутильными колебаниями системы;
- вычисление вероятной максимальной разности основных шагов
где: допуски на величину основного шага;
- определение относительной ошибки основного шага
- отношение радиусов кривизны эвольвент при входе зубьев в зацепление
- время кромочного контакта зубьев вне линии зацепления
- период собственных колебаний сопряженных колес
- параметр
Так как , то при кромочном ударе
,
но так как при кромочном ударе не может превышать , то принимаем что .
Для срединного удара:
- отношение радиусов кривизны эвольвент при выходе зубьев из зацепления
- характеристическое время срединного удара
- параметр
Так как , то при срединном ударе
но так как при срединном ударе не может превышать , то принимаем что .
Для дальнейших расчетов принимаем при срединном ударе
Коэффициент расчетной нагрузки при окончательном расчете на контактную выносливость;
где: коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
Расчетное значение контактных напряжений
Сравнение расчетных напряжений с допускаемыми
Небольшая недогрузка, что допускается.
2.4.2 Проверка передачи на изгибную прочность
Коэффициент внутренней динамической нагрузки
Для данной передачи принято 5-й степень точности, как видно передача работает с окружной скоростью , и поэтому коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку определяется следующим образом.
Для кромочного удара:
- определение удельной передаваемой нагрузки
Значение определяется следующим образом:
где: для прямозубых колёс;
коэффициент торцового перекрытия;
- вычисление вероятной максимальной разности основных шагов
где: допуски на величину основного шага;
- определение относительной ошибки основного шага
- отношение радиусов кривизны эвольвент при входе зубьев в зацепление
- время кромочного контакта зубьев вне линии зацепления
- период собственных колебаний сопряженных колес
- параметр
Так как , то при кромочном ударе
,
но так как при кромочном ударе не может превышать , то принимаем что .
Для срединного удара:
- отношение радиусов кривизны эвольвент при выходе зубьев из зацепления
- характеристическое время срединного удара
- параметр
Так как , то при срединном ударе
но так как при срединном ударе не может превышать , то принимаем что .
Для дальнейших расчетов принимаем при срединном ударе
Определение коэффициентов расчётной нагрузки при окончательном расчете на изгибную выносливость
Определение коэффициента формы зуба шестерни и колеса:
Местное изгибное напряжение:
где: коэффициент, учитывающий наклон зуба;
коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
3. Силовой анализ рассматриваемого механизма
Дифференциальная зубчатая передача позволяет разделить одно движение на два. Данная передача вращает два воздушных винтовентилятора с равными частотами вращения в противоположные стороны. При вращении винтовентиляторов в разные стороны выходит
Моменты на валах находятся из уравнения сил на сателлите
где: окружная сила на сателлите.
Так как , то соотношение моментов на валах будет равно