Кинематический и силовой расчет планетарного редуктора. Расчет размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия контактной прочности поверхностей зубьев. Работоспособность подшипников сателлитов. Проверочный расчет вала быстроходной ступени.
Аннотация к работе
Задание включает компоновочную схему двухступенчатого планетарного редуктора, график вращающего момента на тихоходном валу, исходные данные для расчета. Исходные данные: Максимальный момент на тихоходном валу: ; Частота вращения: ;Находим параметр быстроходной ступени, из формулы для расчета общего передаточного отношения Расчет частот вращения основных звеньев планетарных передач Расчет относительных частот вращения сателлитов Расчет моментов, действующих на основные звенья ступеней планетарных передач Формула Значение Формула ЗначениеДля колес a и g базовое число циклов принимаем циклов, т.к. твердость поверхности зубьев , для колеса b, предварительно считаем его твердость меньше , тогда циклов. Предел выносливости при цементации рассчитывается по формуле МПА. Рассчитывая по нижнему значению твердости, получим: Коэффициент безопасности при цементировании: Допускаемые напряжения для шестерни: Допускаемые напряжения для зацепления: Расчетный момент на шестерне Из опыта проектирования планетарных передач с механизмом А установлена оптимальная относительная ширина центральных колес с внутренними зубьями: при этом для тихоходной ступени значение лучше выбирать из диапазона 0,15 - 0,18, а для быстроходной из диапазона 0,12 - 0,15. Из графика 6.16, с 131[6] находим значения коэффициента для тихоходной ступени и для быстроходной ступени . для обеих ступеней т.к. считаем что зубья не прирабатываются, Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами: - для тихоходной ступени и для быстроходной.Как видно из ранее вычисленных значений , для всех колес получается , поэтому принимаем Твердость поверхности при цементации стали 12X2Н4А (57-63) HRC, колеса и изготовлены из этой стали с данной термообработкой, следовательно: Подбор чисел зубьев Для тихоходной ступени принимаем , тогда: Округляем до ближайшего четного числа . Принимаем - для обоих ступеней, - для тихоходной ступени и - для быстроходной: Определение значение коэффициента Тихоходная ступень: Величина контактных напряжений в зацеплении : Требуемая для этого уровня напряжений твердость поверхностей зубьев колеса b: Действующие максимальное напряжения изгиба в зубьях колеса b: Необходимая для этого уровня напряжений твердость сердцевины зубьев: Большее значение твердости из двух рассчитанных, принимаем в качестве нижнего предела твердости зубьев центрального колеса с внутренними зубьями, по этому значению выбираем марку стали, обеспечивающую требуемую твердость при термическом улучшении или нормализации: Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543-75, термообработка улучшение до НВ (320-350).Тихоходная ступень: Быстроходная ступень: Корректируем все зубчатые колеса Тихоходная ступень: Быстроходная ступень: Модуль зацепления принимаем равным рассчитанному в пункте II Диаметр центрального колеса а Тихоходная ступень: Быстроходная ступень: Число зубьев центрального колеса а Тихоходная ступень: - Тихоходная ступень: Быстроходная ступень: Корректируем рабочую ширину колес Тихоходная ступень: Поскольку , то т.к. принимаем из нормального ряда линейных размеров выбираем: Быстроходная ступень: Поскольку , то из нормального ряда линейных размеров выбираем: ОкончательноДиаметры консольных участков входного и выходного валов приближенно могут приняты крутящий момент, передаваемый валом, Н·м; , МПА - допускаемое касательное напряжение. Меньшее значение соответствует входному валу (быстроходная ступень), большее - выходному (тихоходная ступень). Диаметры посадочной шейки подшипника качения: принимаем 35 мм Исходя из рассчитанных диаметров валов выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник качения легкой серии диаметров (ГОСТ 8338-75): Быстроходная ступень: 207 с параметрами: Тихоходная ступень: 220 с параметрами: Для крепления водила тихоходной ступени выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник качения сверхлегкой серии диаметров (ГОСТ 8338-75) 1000928 с параметрами: Выбор уплотнительных устройствРасстояние между центром шпоночного паза и центром первого подшипника . Расчет сил действующих на вал Сила, действующая на зубчатое колесо: ; Сила, действующая со стороны муфты: - окружное усилие. Расчет напряжения: Коэффициент асимметрии цикла : Определение пределов выносливости: Определение отношения эффективных коэффициентов концентрации напряжений к коэффициентам влияния абсолютных размеров поперечного сечения: Из таблицы 10.13 [2] при и имеем: Определение коэффициента влияния качества поверхности: Из таблицы 10.8 [2] Вместе посадки подшипника при и имеем: .Проверочный расчет на долговечность сводится к проверке неравенства , где L - долговечность подшипника миллионов оборотов в минуту, LE - эквивалентная долговечность которую подшипник должен выдержать за полный срок службы (млн об.). Номинальная долговечность подшипника: , где: C - динамическая грузоподъемность, - коэффициент качества, - приведенная расчетная нагрузка, - коэффициент, зависящий от типа подшипника (для шарикоподшипников ). где: V=1 - коэффициент вращения, Fr=RA=1587,8
План
Содержание
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИ
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА
3. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ИЗ УСЛОВИЯ КОНТАКТНОЙ ПРОЧНОСТИ АКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЗУБЬЕВ
4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ПО КРИТЕРИЮ ИЗГИБНОЙ ВЫНОСЛИВОСТИ ЗУБЬЕВ
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ИЗ УСЛОВИЯ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ПОДШИПНИКОВ САТЕЛЛИТОВ