Определение основных габаритов передачи

Из предыдущих расчетов

T_ag = 0,34775 ×10⁶ Н×мм; n_a^h = 875об/мин; y _{b a} =0,43;

b =0; [s _H ]=1200 М Па; U=2,

К^¢ =1,2; К _a = 49,5,т.к b =0,

,

,

.

Теперь по таблице значений коэффициентов динамической нагрузки, найдем

К_V = 1,15,

.

 

Теперь по таблице значений коэффициентов неравномерности распределения нагрузки, найдем

К_b =1,03,

К = К_V × К_b = 1,15×1,03 =1,185,

К~ К^¢.

Принимаем

Определение модуля и чисел зубьев

Из предыдущих расчетов

T_ag =0,34775 ×10⁶ Н×мм

U = 2; [s_F] =470,6 М Па; a = 20°; b =0°

Т. к вид термообработки цементация,то по таблице m _min = 2,5мм,

Z_V =20; X =0; Y_e =1

,

Y_F = 4,08,

m ³m _min

По ГОСТу принимаем m=3 мм,

,

Принимаем

 

Z_å = 71,

.

Условие сборки

целое число

= не целое число,т. е условие сборки не выполняется, принимаем Z1=26, Z2=46, тогда

условие сборки выполняется

 

Определение геометрических размеров передачи

Из предыдущих расчетов

m=3; Z₁ =26; Z₂ =46;U =2; ; a_t =20°

, принимаем

X₁ =0; X₂ =0; X_å =0; DY =0; Y =0

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

,

.

Определяем e_a и e_b

.

 

Проверочный расчет на контактную прочность

Исходные данные

T_ag =0,34775 ×10⁶ Н×мм;b_w=46мм; [s_H]_ag=1150 М Па; U=2;

n _ag ^h =875 об/мин; ;

Заранее принимаем Z_e=1 т. к. передача прямозубая

, при таком y_{b d}, k_b=1,3,

.

При такой окружной скорости k_v=1,15 тогда

k =k _v×k_b=1,03×1,15=1,185

Принимаем Z_M=275мм,

Определяем действительное контактное напряжение в передаче:

Тогда:

Контактная прочность обеспечена. Недогрузка 12%

Проверочный расчет на изгибную прочность

Рассмотрим напряжения изгиба в зубе.

Исходные данные:

T_ag=0,34775×10⁶ Н×мм; b_w=46 мм; Z₁=26; U₁=1,75; b=0;

m=3; мм; k=1,185; [s_F]₁=470,6 М Па

.

При таком Z_V; Y_F=3,86; Y_b=1; Y_E=1, при b=0.

Определим действительное напряжение изгиба в зубе солнца:

(s_F) _{a g}=

Тогда:

Изгибная прочность обеспечена. Недогрузка 28%

Рассмотрим напряжения изгиба в зубе сателлита:

Исходные данные:

T_ag=0,34775 ×10⁶ Н×мм; b_w=46 мм; Z₂=46; U₁=2; b=0;

m=3; мм; k=1,185; [s_F]_ag =376,5 М Па

При таком Z_V; Y_F=3,67; Y_b=1; Y_E=1, при b=0.

Определим действительное напряжение изгиба в зубе сателлита:

(s_F)_ag=

Тогда:

Изгибная прочность колеса обеспечена. Недогрузка 51%

Зубья зацепления сильно недогружены. Для понижения массы редуктора уменньшим ширину зуба до 36мм, тогда действительные напряжения в зубе солнца:

(s_F) _{a g}=

Тогда:

 

сателлита:

(s_F)_ag=

Тогда:

Изгибная прочность обеспечена. Недогрузка 6,5%.

Определяем действительное контактное напряжение в передаче:

Тогда:

Контактная прочность обеспечена. Недогрузка 1%

 

 

Определение ширины неподвижного колеса

Ширину неподвижного колеса определим из условия контактной прочности и из условия изгибной прочности.

а). Из условия контактной прочности:

где T_gb=0,685×10⁶ Н×мм,

Zb=Za+2Zg=26+92=118

,

[s_H]_b = 1405 М Па.

 

 

Тогда

,

б). Из условия изгибной прочности:

 

где

Y_В =Y_e =1 при b=0^°

Из двух полученных значений, исходя из прочностных соображений, выбираем наибольшее, т. е.

 

4.Оценка размеров диаметров валов

Исходные данные:

,

,

.

Из условия прочности:

.

Принимаем

[t]₁=60 М Па,

[t]₂=70М Па,

[t]₃=80 М Па,

b₁=0,8,

b₂=0,75,

b₃=0,7

Тогда

,

 

,

,

Принимаем d_g=35мм

 

Подбор подшипников

 

Входной вал вращается с большим числом оборотов(n₁=

=2100 об/мин).Зубчатые колеса прямозубые, поэтому на вал действует только радиальная сила. Поэтому поставим на входной вал два шарикоподшипника средней серии №310 d₁=50мм, D₁= 110мм, b=27мм.

Число оборотов на входном валу почти в два раза меньше(n₂=1050 об/мин). Зубчатые колеса прямозубые; на вал действует только радиальная сила. Поставим на промежуточный вал два шарикоподшипника легкой серии №211 d₂=55мм, D₁=100мм,=21мм.

Ось сателлита обеспечивает свободное вращение сателлитов с невысоким числом оборотов (n_g^h=437,5 об/мин),т. к. сателлиты имеют прямые зубья,то на подшипники действует только радиальная сила. Поэтому поставим на каждый сателлит по два шарикоподшипники легкой серии №207 d=35мм, D= 72мм,b =17мм.

Выходной вал вращается с небольшим числом оборотов(n₃=175 об/мин). Из-за подъёмной силы несущего винта вертолёта на выходной вал действует как радиальная, так и осевая силы. Поэтому поставим на выходной вал в распор два радиально-упорных подшипника серии №36218 d=90мм, D= 150мм,

b =28мм.

Тогда диаметры валов:

d₁=50мм,

d₂=55мм,

d₃=90мм,

d₊=35мм.