Определение диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости зубьев. Расчет подшипников быстроходного вала. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия долговечности подшипников сателлитов. Расчет КПД редуктора.
Вращающие моменты на основных звеньях планетарных передач определяют из условия, что отношение моментов, действующих на два основных звена, обратно пропорционально отношению угловых скоростей этих звеньев относительно третьего основного звена с обратным знаком.Твердость при цементации стали 30ХГТ 57 - 63 HRC, табл.2.6, с.43[1] для шестерни и колеса. Предел выносливости при цементации рассчитывается по формуле: из табл. Рассчитывая по нижнему пределу твердости, получим: МПА. Допускаемые напряжения для шестерни: Допускаемое напряжение для зацепления выбираем, как наименьшее из и : =1125.275МПА. Допускаемые напряжения для шестерни: Допускаемое напряжение для зацепления выбираем, как наименьшее из и : =1092,5МПСолнечное колесо и сателлиты изготовлены из этой стали с данной термообработкой. Для колеса b марка стали и ее термообработка будет определена в конце данного расчета. Принимаем , тогда: Округляем до ближайшего целого, четного числа N=24. Округляем до ближайшего целого, четного числа N=24. Так как , что больше ,то производим корректировку чисел зубьев колес: Назначаем , тогда Так как , что больше , то производим корректировку чисел зубьев колес: Назначаем , тогда 14.Исходные данные для проектирования узла сателлита, минимального по габаритам, удовлетворяющего критериям контактной и изгибной выносливости зубьев и работоспособности подшипника сателлита, представлены в таблицах ниже: Для тихоходной ступени: Наименование параметра Условное обозначение Величина Размерность Делительный диаметр центрального колеса а, удовлетворяющий контактной выносливости 59.16Мм Диаметр начальной окружности центрального колеса а, удовлетворяющий контактной выносливости 65.26Мм Делительный диаметр центрального колеса а, удовлетворяющий контактной выносливости 38.64мм Диаметр начальной окружности центрального колеса а, удовлетворяющий контактной выносливости 43.87ммДиаметры консольных участков (мм) входного и выходного валов весьма приближенно могут приняты где - крутящий момент, передаваемый валом, Н*м; ПринимаемРасчетные схемы валов и осей редукторов представляют в виде ступенчатых или гладких балок на шарнирных опорах. Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные силы - шарнирно подвижными опорами. Расстояние между центром шпоночного паза и центром первого подшипника l1=50 мм. Расстояние между центром второго подшипника и центром зубчатого колеса l3=47 мм. Сила, действующая на зубчатое колесо. где: W - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами рис.6.8[1] n - коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления и монтажа aw - угол зацепленияТ.к. подшипники для валов мы уже выбрали, то данный расчет сводится к определению необходимого количества замен подшипников. 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 миллионов оборот. Номинальная долговечность подшипника - это число оборотов или часов (при заданной постоянной частоте вращения), которое подшипник должен проработать до появления первых признаков усталости материала дорожки качения любого кольца или тела качения. Номинальная долговечность подшипника: , где: C - динамическая грузоподъемность, - коэффициент качества, - приведенная расчетная нагрузка, - коэффициент зависящий от типа подшипника (для шарикоподшипников ).Для передачи крутящего момента от одного вала к другому используют шпоночное соединение, где элементом связывающим оба вала является шпонка. Длину призматических шпонок выбирают из стандартного вала в соответствии с расчетом на смятия по боковым сторонам шпонки: где - наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении, Н*мм; - высота шпонки; - заглубление шпонки в вал. Допускаемые напряжения для шпонки назначают в зависимости от предела текучести материала шпонки или сопряженных деталей, если их прочность ниже прочности шпонки: . За счет использования в конструкции упругих элементов данные муфты обладают способностью амортизировать толчки и удары, демпфировать колебания, разгружать отдельные элементы привода от периодически изменяющихся возмущающих моментов, действующих на вращающиеся массы привода. В соответствии с полученным TM по ГОСТ 21424-75 (таблица 13,2 [1]) выбираю размеры упругой втулочно-пальцевой муфты со следующими характеристиками: Исходя из размеров муфты выбираем размеры и количество пальцев: При работе муфты в условиях смещений валов возникает радиальное усилие, нагружающее вал, принимаемое условно равнымС учетом потерь на трение в зацеплении , в подшипниках и на размешивание и разбрызгивание масла КПД равен: . Коэффициент потерь на трение в зацеплении определяется по упрощенной зависимости: , где - коэффициент трения в зацеплении; Расчет коэффициента потерь на трение в подшипниках качения
План
Содержание
1. Техническое задание
2. Кинематический и силовой расчет
3. Определение диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости зубьев
4. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия изгибной прочности зубьев
5. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия долговечности подшипников сателлитов
