Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность равен из (3.12)

.

Определяем коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

Коэффициент K_Fυ, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса, принимаем по табл. 3.9 (интерполируя значения соседних столбцов) при: υ_g = 0,51 м/с; 9-й степени точности прямозубой цилиндрической передачи; Н < 350 НВ – К_Fυ = 1,11.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца K_Fβ, оценивают по формуле (3.21):

.

Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями K_Fα, определяют так же, как при расчетах на контактную прочность: K_Fα = = 1,24.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется по формуле (3.20)

.

Предварительное значение межосевого расстояния между осями центральной шестерни и сателлита, мм,

.

После этого определяем:

ширину колеса, g, мм:

b_g = ψ_ba a'_w =0,315 ∙ 86,8 = 27,3 = 27,

предварительное значение делительного диаметра шестерни, мм:

d'_а = 2a'_w /(1 + z_g/z_a) = 2 ∙ 86,8/(1 + 84/24) = 38,6,

и модуль передачи, мм:

т' = d'_а / z_а = 38,6/24 = 1,61.

В соответствии с рекомендациями (см. п. 3.3.1) полученный расчетом модуль округляем в большую сторону до стандартного значения m = 1,75 мм (2-й ряд).

Окончательное значение межосевого расстояния передачи шестерня – сателлит, мм,

,

ширины колеса g, мм

b_g = ψ_ba a_w =0,315 ∙ 94,5 = 30.

Ширину венца колеса b принимаем на 2 ... 4 мм больше значения b_g:

b_b = 30 + 3 = 33 мм,

а ширину b_а центральной шестерни

b_a = 1,1b_g = 1,1 ∙ 30 = 33 мм.

Определяем диаметры колес по формулам (3.32) и (3.33).

Делительные диаметры d, мм:

центральной шестерни d_а = z_а m = 24 ∙ 1,75 = 42,0;

сателлита d_g = z_g m = 84 ∙ 1,75 = 147,0;

центрального колеса d_b = z_b m = 192 ∙ 1,75 = 336,0.

Проверяем условие соосности: d_b = 2 dg + d_a; 336 = 2 ∙ 147 + 42; 336 = 336, условие выполняется.

Диаметры окружностей вершин d_а и впадин зубьев d_f, мм:

d_aа = d_а + 2(1 + x₁ – y) m = 42,0 + 2 (1+ 0 – 0) 1,75 = 45,5;

d_fа = d_а – 2(1,25 – x₁) m = 42,0 – 2 (1,25 – 0) 1,75 = 37,6;

d_ag = d_g + 2(1 + x₂ – y) m = 147,0 + 2 (1 + 0 – 0) 1,75 = 150,5;

d_fg = d_g – 2(1,25 – x₂) m = 147,0 – 2 (1,25 – 0) 1,75 = 142,6;

d_ab = d_b – 2 m = 336 + 2 ∙ 1,75 = 339,5;

d_fb = d_b + 2(1,25 + x₂) m = 336 – 2(1,25 + 0)1,75 = 331,6.

Выявляем пригодность размеров заготовок колес (см. п. 3.2).

Размеры заготовок

Для цилиндрических шестерни и колеса D_заг = d_а + 6 мм (по (3.35).

Максимальный размер заготовки сателлита

D_загg = 147,0 + 6 = 153,0 мм.

Сравним полученный требуемый размер заготовки с предельным (см. табл. 3.10): D_загb = 192,0 мм < D_пр = 250 мм, условие соблюдено.

Проверочные расчеты Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения (по (3.36), с учетом передачи потока мощности по 3-м сателлитам), МПа, для менее прочного колеса – сателлита

.

Недогрузка передачи составляет

,

что меньше допускаемых 15 % недогрузки.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба