Расчет на прочность

Определение коэффициентов расчетной нагрузки при расчетах на контактную и изгибную выносливость:

kH = kHβ * kHV; (2.1.7)

kF = kFβ * kFV, (2.1.8)

где kHβ и kFβ – коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий. Примем kHβ1 = 1,14 и kFβ1 = 1,22;

kHV и kFV – коэффициенты динамической нагрузки.

Примем 5-ю степень точности, тогда kV1 = kHV1 = kFV1 = 1,3.

Примем значение коэффициента ширины шестерни относительно ее диаметра ψbd = = 0,45 для симметричного расположения опор при твердости поверхности зубьев НВ>350 обоих колес пары.

4. Определение начального (делительного) диаметра шестерни:

(2.1.9)

где kd = 10 -- вспомогательный коэффициент,

где zH = -- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,

αtw = 200 – угол зацепления в торцевом сечении,

zМ -- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес. Для стальных зубчатых колес zМ = 275 (МПа)1/2;

zΕ -- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для прямозубых цилиндрических передач zΕ = 1.

М1 – крутящий момент на шестерне

М1 расч – расчетный крутящий момент на шестерне:

(2.1.10)

где k1 = 4 – число сателлитов планетарной ступени;

Ω = 1,05 -- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сателлитам для k1 = 4 .

Окружной модуль:

; (2.1.12)

Из конструктивных соображений принимаем окружной модуль стандартный по ГОСТ9563-60 mt = 4.

5. Определение диаметров зубчатых колес:

dw1 = dw4 = mt * z1; (2.1.13)

dw2 = dw5= mt * z2; (2.1.14)

dw3 = dw6= mt * z3; (2.1.15)

dw1 = dw4 =4 *26 = 104 (мм);

dw2 = dw5 = 4 * 24 = 96 (мм);

dw3 = dw6 = 4 * 72 = 296 (мм).

Проверочный расчет 1-й ступени

Проверка 1-й ступени на контактную выносливость.

Современные методы расчета зубьев на контактную прочность базируются на зависимостях Герца, полученных при следующих допущениях: сопрягаемые тела изготовлены из однородных материалов, поверхности тел сухие (без смазки) и идеально гладкие. Касание двух зубьев уподобляется касанию двух цилиндров, радиусы которых равны радиусам кривизны профилей зубьев в точке их контакта.

Несмотря на несоответствие реальных условий контакта зубьев (наличие шероховатости, неровностей, смазки и т.д.) с предпосылками, принятыми при выводе расчетных зависимостей, использование последних для расчета зубьев при соответствующем выборе допускаемых напряжений и определении расчетной нагрузки дает удовлетворительные для практики результаты.

Цель расчета – предотвращение усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев рабочих колес.

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления для цилиндрической передачи определим по формуле: