Машиностроение \ Детали машин

Проектирование планетарного редуктора (максимальный момент на валу тихоходной ступени - 2000 Нм, частота вращения вала - 35 об/мин)

Страницы работы

25 страниц (Word-файл)

Скачать файл

Фрагмент текста работы

Расчетный момент на шестерне: , Т_Н1=425,53/3=141,84 Т_Н2=72,2/3=24,06

Расчет диаметров колес из условия контактной прочности.

Вели чина	Размерность	Формула		Решение	Значение
		Тихоходная ступень:
		Расчетный момент на шестерне:
T_h	Нм	T_h=T_a/n_w		T_h=-425,53/3	-141,8
		Передаточное число в зацеплении a-g:
u		u=(P-1)/2		u=(3,7-1)/2	1,35
(y_bd)_b					0,18
(y_bd)_a		(y_bd)_a=(y_bd)_b×p		(y_bd)_a=0,18×3,7	0,666
		Расчет коэффициента неравномерности распределения нагрузки в зацеплении:
W		стр. 130 [1]			1,03
K_h_b		рис. 6.16 [1]			1,3
K_h_å		K_h_å=W+K_h_b-1		K_h_å=1,03+1,3-1	1,33
K_hv		по табл. 2.8 [1]			1,1
		Расчет начального диаметра шестерни:
(d_w)'_ah	мм	d'_W1=		d'_W1=	53,2
		Быстроходная ступень:
		Расчетный момент на шестерне:
T_h	Нм	T_h=T_a/n_w		T_h=-72,2/3	-24,06
		Передаточное число в зацеплении a-g:
u		u=(P-1)/2		u=(4,89-1)/2	1,9
(y_bd)_b					0,15
(y_bd)_a		(y_bd)_a=(y_bd)_b×p		(y_bd)_a=0,15×4,89	0,73
		Расчет коэффициента неравномерности распределения нагрузки в зацеплении:
W		стр. 130 [1]			1,03
K_h_b		рис. 6.16 [1]			1,2
K_h_å		K_h_å=W+K_h_b-1		K_h_å=1,03+1,2-1	1,23
K_hv		по табл. 2.8 [1]			1,1
		Расчет начального диаметра шестерни:
(d_w)'_ah	мм	d'_W1=	d'_W1=		27,5

4. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора

по критерию изгибной выносливости зубьев.

Вели чина	Размерность	Формула		Решение	Значение
		Тихоходная и быстроходная ступени:
		3.1 Эквивалентное время.
(t_LFE)_a,g	час	(t_LFE)_h=å(T_i/T_расч)^м×t_i	(t_LFE)_h=[1⁹×0,2+(0,7)⁹×0,35+(0,5)⁹×0,45]×8500		1827,5
(t_LFE)_b	час	(t_LFE)_h=å(T_i/T_расч)^м×t_i	(t_LFE)_h=[1⁶×0,2+(0,7)⁶×0,35+(0,5)⁶×0,45]×8500		2109,7

Величина	Размерность	Формула	Решение		Значение
		Величины коэффициентов формы зуба для планетарного ряда:
Y_fa		по рис. 2.23 [1]			4,25
Y_fb		по рис. 2.24 [1]			3,55
Y_fg		по рис. 2.23 [1]			4
Y_fa_s		Y_fa_s=Y_fa/[s_f]_a		Y_fa_s=4,25/470,6	0,9×10^-2
Y_fg_s		Y_fg_s=Y_fg/[s_f]_g		Y_fg_s=4/353	1,16×10^-2
Y_f/[s_f]		max из Y_fa/[s_f]_a и Y_fg/[s_f]_g			1,16×10^-2
		Расчетный момент на шестерне:
T_F	Нм	T_F=T_a/n_w		T_F=425,5/3	141,8
		Величина коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венцов:
K_F_å		K_F_å=K_H_å			1,33
K_FV		по табл. 2.8 [1]			1,1
		Делительный диаметр шестерни:
(d')_af	мм	(d)_af=			62,02
m'	мм	m'=(d')_af/Z_a		m'=62,02/17	3,64
m	мм	стандартное по ГОСТ 9563-65			3,5
		Быстроходная ступень:
Z_a					17
A		A=Z_A×(1+P)/n_w		A=17×(1+3,62)/3	26,18
N					26
Z_b		Z_b=N×n_w-Z_A		Z_b=26×3-17	61
Z_g		Z_g=(Z_b-Z_a)/2		Z_g=(61-17)/2	22
P_факт.		P_факт.=Z_b/Z_a		P_факт.=61/17	3,588
D%	%	D%=(P- P_факт_.)/P×100%		D%=(3,62-3,588)/3,62 ×100%	0,88
		Величины коэффициентов формы зуба для планетарного ряда:
Y_fa		по рис. 2.23 [1]			4,25
Y_fb		по рис. 2.24 [1]			4
Y_fg		по рис. 2.23 [1]			3,55
Y_fa_s		Y_fa_s=Y_fa/[s_f]_a		Y_fa_s=4,25/470,6	0,9×10^-2
Y_fg_s		Y_fg_s=Y_fg/[s_f]_g		Y_fg_s=4/353	1,13×10^-2
Y_f/[s_f]		max из Y_fa/[s_f]_a и Y_fg/[s_f]_g			1,13×10^-2
		Расчетный момент на шестерне:
T_F	Нм	T_F=T_a/n_w		T_F=154,639/3	51,55
		Величина коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венцов:
K_F_å		K_F_å=K_H_å			1,23
K_FV		по табл. 2.8 [1]			1,12
		Делительный диаметр шестерни:
(d')_af	мм	(d)_af=			36,9
m'	мм	m'=(d')_af/Z_a		m'=36,9/17	2,17
m	мм	стандартное по ГОСТ 9563-65			2

Корректировка чисел зубьев колес.

Вели чина	Размерность	Формула	Решение	Значение
		Тихоходная ступень:
		Производим корректировку чисел зубьев т.к. (d_w)'_ah>(d)'_af :
Z_a		Z_a=(d_w)'_ah/m	Z_a=68,3/3=19,5	20
A		A=Z_a(1+P)/n_w	A=20×(1+3,2)/3	28
N				28
Z_b		Z_b=N×n_w-Z_a	Z_b=28×3-20	64
Z_g		Z_g=(Z_b-Z_a)/2	Z_g=(64-20)/2	22
P_факт.		P_факт.=Z_b/Z_a	P_факт.=64/20	3,2
D%	%	D%=(P- P_факт_.)/P×100%	D%=(3,2-3,2)/3,2×100%	0
		Диаметры колес:
d_a	мм	d_a=m×Z_a	d_a=3,5×20	70
d_g	мм	d_g=m×Z_g	d_g=3,5×22	77
d_b	мм	d_b=m×Z_b	d_b=3,5×64	224
		Скорректированная ширина венцов:
b_w	мм	b_w=	=	37
		Уточнение относительной ширины зубчатого венца солнечного колеса:
(y_bd)_a		(y_bd)_a=b_w/d_a	(y_bd)_a=37/70	0,529
		Быстроходная ступень:
		Производим корректировку чисел зубьев т.к. (d_w)'_ah>(d)'_af :
Z_a		Z_a=(d_w)'_ah/m	Z_a=41,15/2=20,575	21
A		A=Z_a(1+P)/n_w	A=21×(1+3,62)/3	32,34
N				32
Z_b		Z_b=N×n_w-Z_a	Z_b=32×3-21	75
Z_g		Z_g=(Z_b-Z_a)/2	Z_g=(75-21)/2	27
P_факт.		P_факт.=Z_b/Z_a	P_факт.=75/21	3,571
D%	%	D%=(P- P_факт_.)/P×100%	D%=(3,62-3,571)/3,62×100%	1,35
		Диаметры колес:
d_a	мм	d_a=m×Z_a	d_a=2×21	42
d_g	мм	d_g=m×Z_g	d_g=2×27	54
d_b	мм	d_b=m×Z_b	d_b=2×75	150
		Скорректированная ширина венцов:
b_w	мм	b_w=		22
		Уточнение относительной ширины зубчатого венца солнечного колеса:
(y_bd)_a		(y_bd)_a=b_w/d_a	(y_bd)_a=22/42	0,524

Параметры расчитываемой планетарной ступени:

	Тихоходная ступень:
Z_a=20	Y_fa=4,25	[s_F]_a=470,6 МПа	Y_fa/[s_F]_a=0,9×10^-2	d_a=70
Z_g=22	Y_Fg=4	[s_F]_g=353 МПа	Y_Fg/[s_F]_g=1,16×10^-2	d_g=77
Z_b=64	Y_Fb=3,55			d_b=224
P=3,2	m=3,5	b_w=37	(y_bd)_a=0,529	u=(22/20)=1,1

Выбор марки стали и ТO для колеса b

Величина	Размерность	Формула	Решение	Значение
Тихоходная ступень
Величина контактных напряжений
	МПа		=1151,5/3,2^1/2	643,5
Требуемая твёрдость поверхностей зубьев
HB				314
Максимальные напряжения изгиба
	МПа			272,8
Твёрдость сердцевины зубьев
HB				259
Быстроходная ступень
Величина контактных напряжений
	МПа		=	574
Требуемая твёрдость поверхностей зубьев
HB				280,8
Максимальные напряжения изгиба
	МПа			272,8
Твёрдость сердцевины зубьев
HB				254,4

Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543-75,

термообработка улучшение до НВ (280-300)

5. Определение размеров зубчатых колес из условия

работоспособности подшипников. Проектирование узла сателлита.

Величина	Размерность	Формула	Решение	Значение
		Тихоходная ступень:
		Определяем min диаметр сателлита, обеспечивающий работоспособность встроенного подшипника:
L_E	млн.об	L_E=(N_HE)_g×10^-6	L_E=27×10⁶×10^-6	27
(d_w)'_{g nk}	мм	(d_w)'_{g nk}=		92,82
		Корректируем все зубчатые колеса, поскольку (d_w)'_gnk>(d)_g
		Диаметр центрального колеса 'a':
(d)'_ank	мм	(d)'_ank=2×(d_w)'_{g nk}/(P-1)	(d)'_ank=2×92,82/(3,2-1)	84,38
		Число зубьев центрального колеса:
Z'_a		Z'_a=(d)'_ank/m	Z'_a=84,38/3,5=24,1	24
A		A=Z'_a×(P+1)/m	A=24×(3,2+1)/3	33,6
N				34
Z'_b		Z'_b=N×m-Z_a	Z'_b=34×3-24	78
Z'_g		Z'_g=(Z'_b-Z'_a)/2	Z'_g=(78-24)/2	27
P'		P'=Z'_b/Z'_a	P'_факт.=78/24	3,25
D%	%	D%=(P- P')/P×100%	D%=(3,2-3,25)/3,2×100%	-1,56
u'		u'=Z'_g/Z'_a	u'=27/24	1,125
		Корректируем рабочую ширину колес:
b_w	мм			25,4
		Окончательно принимаем:
Z_a				24
Z_g				27
Z_b				78
m	мм			3,5
		Основные диаметры колес планетарной ступени:
		Делительный диаметр:
(d)_a	мм	(d)_a=mZ_a	(d)_a=3,5×24	84
(d)_g	мм	(d)_g=mZ_g	(d)_g=3,5×27	94,5
(d)_b	мм	(d)_b=mZ_b	(d)_b=3,5×78	273
		Диаметр окружности выступов:
(d_a)_a	мм	(d_a)_a=(d)_a+2m	(d_a)_a=84+2×3,5	91
(d_a)_g	мм	(d_a)_g=(d)_g+2m	(d_a)_g=94,5+2×3,5	101,5
(d_a)_b	мм	(d_a)_b=(d)_b-1,75m	(d_a)_b=273-1,75×3,5	266,9
		Диаметр окружности впадин:
(d_f)_a	мм	(d_f)_a=(d)_a-2,5m	(d_f)_a=84-2,5×3,5	75,25
(d_f)_g	мм	(d_f)_g=(d)_g-2,5m	(d_f)_g=94,5-2,5×3,5	85,75
(d_f)_b	мм	(d_f)_b=(d)_b+2,5m	(d_f)_b=273+2,5×3,5	281,8
		Межосевое расстояние:
a_w	мм	a_w=0,5×[(d)_a+(d)_g]	a_w=0,5×(84+94,5)	89,25
	'Min' толщина обвода обеспечивающая изгибную прочность сателлита:
h_g	мм	h_g=0,5×m×	hg=	9,09

Вели чина		Размерность		Формула		Решение			Значение
				Диаметр отверстия под подшипник:
D'		мм		D'=(d_f)_g-2×hg				D'=85,75-2×9,09	67,57
n_n									2
				Радиальная нагрузка, воспринимаемая наиболее нагруженной опорой сателлита:
F_r		кН		F_r=(4×T_a×W)/((d)_a×n_w×n_n)				F_r=(4×714,286×1.03)/(84×3×2)	5,839
				Приведенная радиальная нагрузка:
V				стр. 189 [1]					1,2
K_d				стр. 135, 189 [1]					1,3
K_t				стр. 189 [1]					1
P_r		кН		P_r=V×F_r× K_d× K_t				P_r=1,2×5839×1,3×1	9,109
				Расчетное значение динамической грузоподъемности подшипника:
m'									3,33
n_зам.									0
C_расч.		кН		C_расч.=				C_расч.=	24,5
				Выбираем подшипник по ГОСТ 8328-75
Номер									42207
C		кН							25,6
D		мм							72
d		мм							35
B		мм							17
				Назначаем основные геометрические параметры щёк водила.
t_h		мм		t_h=0,055×(d)_b				t_h=0,055×273=15,02	16
t_n		мм		t_n=2×t_h				t_n=2×15,02=30,02	32
D_h		мм		D_h=m×(Z_a+Z_g)+d+20				D_h=3,5×(24+27)+35+20=233,5	250
d_h		мм		d_h=(d_a)_a+10				d_h=91+10	101
				Быстроходная ступень:
				Определяем min диаметр сателлита, обеспечивающий работоспособность встроенного подшипника:
L_E		млн.об		L_E=(N_HE)_g×10^-6	L_E=106×10⁶×10^-6				106
(d_w)'_{g nk}		мм		(d_w)'_{g nk}=					67,3












				Корректируем рабочую ширину колес:
b’_w		мм							14,4
				Окончательно принимаем:
Z_a									26
Z_g									34
Z_b									94
m		мм							2
				Рабочая ширина колес:
b_w		мм							15
b_g		мм		b_g=b_w+4m	b_g=15+8				23
Вели чина		Размерность	Формула				Решение		Значение
			Основные диаметры колес планетарной ступени:
			Делительный диаметр:
(d)_a		мм	(d)_a=mZ_a		(d)_a=2×26				52
(d)_g		мм	(d)_g=mZ_g		(d)_g=2×34				68
(d)_b		мм	(d)_b=mZ_b		(d)_b=2×94				188
			Диаметр окружности выступов:
(d_a)_a		мм	(d_a)_a=(d)_a+2m		(d_a)_a=52+2×2				56
(d_a)_g		мм	(d_a)_g=(d)_g+2m		(d_a)_g=68+2×2				72
(d_a)_b		мм	(d_a)_b=(d)_b-1,75m		(d_a)_b=188-1,75×2				184,5
			Диаметр окружности впадин:
(d_f)_a		мм	(d_f)_a=(d)_a-2,5m		(d_f)_a=52-2,5×2				47
(d_f)_g		мм	(d_f)_g=(d)_g-2,5m		(d_f)_g=68-2,5×2				63
(d_f)_b		мм	(d_f)_b=(d)_b+2,5m		(d_f)_b=188+2,5×2				193
				Межосевое расстояние:
a_w	мм			a_w=0,5×[(d)_a+(d)_g]	a_w=0,5×(52+68)				60
				'Min' толщина обвода обеспечивающая изгибную прочность сателлита:
h_g	мм			h_g=0,5×m×	H_g=0,5×2×				5,83
			Диаметр отверстия под подшипник:
D'		мм	D'=(d_f)_g-2×hg		D'=63-2×5,83				51,34
n_n									2
			Радиальная нагрузка, воспринимаемая наиболее нагруженной опорой сателлита:
F_r		кН	F_r=(4×T_a×W)/((d)_a×n_w×n_n		F_r=(4×154,639×1.03)/(52×3×2)				2,042
			Приведенная радиальная нагрузка:
V			стр. 189 [1]						1,2
K_d			стр. 135, 189 [1]						1,3
K_t			стр. 189 [1]						1
P_r		кН	P_r=V×F_r× K_d× K_t		P_r=1,2×2042×1,3×1				3,1855
			Расчетное значение динамической грузоподъемности подшипника:
m'									3,33
n_зам.									0
C_расч.		кН	C_расч.=		C_расч.=				12,924

6.Проектировочный расчёт валов.

Быстроходная ступень.

Диаметр консольного участка вала

, где - допускаемое значение касательных напряжений;

Т - крутящий момент передаваемый валом

Н×м для стали 18ХГТ временное сопротивление разрыву принимаем равным s_в=1200Мпа

МПа мм

Таким образом, диаметр консольного участка вала принимаем равным d_k=32 мм

Диаметры посадочной шейки подшипника качения:

,принимаем 35 мм

Тихоходная ступень:

мм

Таким образом, диаметр консольного участка вала принимаем равным мм диаметры посадочной шейки подшипника качения:

, принимаем 80 мм

Проектировочный расчёт центрального колеса «а» тихоходной ступени.

Для расчета внутреннего диаметра центрального колеса «а» тихоходной ступени воспользуемся формулой:

Примечание: данное центральное колесо рассчитываем только на кручение, т.е. М=0 и , где

После некоторых преобразований получаем выражение:

мм. Принимаем ближайший меньший диаметр из стандартного ряда: мм

Выбор подшипников качения.

Из рассчитанных диаметров валов выбираем подшипник качения

- для быстроходной ступени радиально-шариковый однорядный подшипник типа 207 по ГОСТ 8338-75: d=35мм D=72мм B=17мм C=20кH

- для тихоходной ступени радиально-шариковый однорядный подшипник типа 316 по ГОСТ 8338-75: d=80мм D=170мм B=39мм C=96.5кH

Выбор уплотнительных устройств.

На валы надеваем манжеты уплотнения, выбранные по ГОСТ 8752-70

- для быстроходной ступени d=35мм D=58мм h=10мм

- для тихоходной ступени d=80мм D=115мм h=12мм

7.Проверочный расчет быстроходного вала.

На вал-шестерню действует реакция от упругой муфты:

, гдеокружное усилие, действующее на пальцы муфты.

где - расстояние между осями пальцев муфты.

Определение силы, возникающие на зубчатом колесе а

Определение реакций опор:

Определение моментов:

l₁=60 мм l₂=55 мм l₃=32 мм

При

Нм

При : Нм

При :

При

Как видно из эпюры, опасным сечением является сечение 1-1, где концентратором напряжения является проточка 34 мм

Н×м²

Максимальное нормальное напряжение в опасном сечении:

Максимальное тангенциальное напряжение в опасном сечении:

20Мпа

Механические характеристики материала вала-шестерни для стали 18ХГТ:

1000 МПа 800 МПа

Усталостные характеристики:

1. Предел выносливости при R= -1:

МПа

0,6×430=258МПа

Определение коэффициентов перехода от предела выносливости образца к пределу выносливости детали.

Коэффициент влияния абсолютных размеров: при 34 мм

Коэффициенты шероховатости: при

Эффективные коэффициенты концентраций напряжений: для концентратора в виде посадки с гарантированным натягом ; .

Коэффициент упрочнения в расчетном сечении после поверхностной обработки «цементация».

Коэффициент перехода:

Определение коэффициентов долговечности и :

эквивалентное число циклов

коэффициент долговечности:

, следовательно

Определение коэффициента запаса прочности:

8. Проверочный расчёт шарикоподшипников быстроходного вала.

Проверочный расчет подшипников качения сводится к проверке неравенства , где долговечность подшипника, млн.об.

эквивалентная долговечность, которую подшипник должен выдержать за весь срок службы.

где - для шарикоподшипников

20 kH (подшипник 207) - динамическая грузоподъемность

условие выполнено.

9. Расчёт призматических и круглых шпонок.

Для валов данного редуктора выбираем призматические шпонки исполнения 2.

Быстроходная ступень:

для вала d=32мм рассчитываем рабочую длину шпонки:

[S]=2.3 допускаемое значение коэффициента запаса

Выбираем 22мм

, где b=10мм - ширина шпонки

l=22+5=27

Шпонка 2-10´8´27 ГОСТ 8788-68

Тихоходная ступень:

для вала d=75мм рассчитываем рабочую длину шпонки:

, где Т_а2=3000Н*м d=75мм h=14мм- высота шпонки t₁=9мм -глубина паза вала

350Мпа - предел текучести материала шпонки (Ст45)

-допускаемые напряжения смятия

[S]=2.3 допускаемое значение коэффициента запаса

Выбираем 90мм

, где b=20мм - ширина шпонки;

l=90+10=100мм

Шпонка 2-20´14´100 ГОСТ 8788-68

Проектировочный расчёт штифтов.

Условия прочности:

где - сила действующая на штифт

- площадь поперечного сечения штифта

-диаметр штифта

Z_шт - количество штифтов в ступени

Быстроходная ступень:

выбираем для штифтов Ст6, для которой предел текучести s_т=450Мпа

[t]=0.25*s_т=0.25*450=112.5 МПа

D=250мм; T_b₂=559.43 H*м; d_шт=8мм

Выбираем =3

Тихоходная ступень:

выбираем для штифтов Ст6, для которой предел текучести s_т=450Мпа

[t]=0.25*s_т=0.25*450=112.5 МПа

D=350мм; T_b₁=2285,714 H*м; d_шт=8мм

Выбираем =3

10.Расчет зубчатой муфты.

Проверочный расчёт соединительной муфты.

С целью предупреждения недопустимой степени изнашивания выполняют проверочный расчет по условному давлению.

где при коэффициенте выносливости зуба

коэффициент неравномерности удельной нагрузки

крутящий момент, передаваемый муфтой;

ширина венца муфты

диаметр муфты

МПа

При данной ТХО - цементации, , следовательно, необходимое условие

Информация о работе

ВУЗ:

Балтийский государственный технический университет «Военмех» имени Д. Ф. Устинова (БГТУ «Военмех»)

Предмет:

Детали машин

Тип:

Курсовые работы

Категория:

Машиностроение (Технические предметы)

Размер файла:

2 Mb

Скачали:

Скачать файл

Проектирование планетарного редуктора (максимальный момент на валу тихоходной ступени - 2000 Нм, частота вращения вала - 35 об/мин)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

Похожие материалы

Информация о работе