Проектирование двухступенчатого планетарного редуктора (максимальный момент на тихоходном валу - 3500 Нм, частота вращения - 72 об/мин), страница 7

Проверка условия не раскрытия стыка:

, где  - площадь поверхности стыка

 - моменты инерции площади стыка относительно осей  и :

;

 - минимальное допустимое напряжения сжатия в стыке, обеспечивающее жесткость и не раскрытие его .

Расчетная осевая сила болта определяется из выражения:

Условие выполняется.

III.  Определение диаметра болта.

Внутренний диаметр резьбы болта:

где  - допускаемое напряжение растяжения

 - предел текучести материала болта;  - допускаемый коэффициент запаса прочности. При неконтролируемой затяжки для проектируемого расчета коэффициент  определяется по приближенной зависимости:

, где  для болтов из легированных сталей.

Если , то при расчете допускаемого коэффициента запаса принимают

Принимаем:  класс точности 8,8 марки стали болта 35Х.

Принимаем болт М24 ГОСТ 7798-70

IV.  Проверочный расчет болта на статическую прочность

Условие прочности:

, где

Условие выполняется.

11. РАСЧЕТ КПД РЕДУКТОРА

С 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;

Суммарная окружная скорость зубчатых колес:

, где  - окружная скорость зубчатых колес.

Расчет коэффициента потерь на трение в подшипниках качения производится по формуле:

, где - момент трения и частота вращения  - го подшипника планетарной передачи , которая рассчитывается в относительной величине:

- число подшипников в опоре; - произведение момента и частоты вращения рабочего органа.

Приближенное значение момента трения определяются из зависимости ,где - коэффициент трения в подшипнике; - внутренней диаметр подшипника;  - радиальная нагрузка на подшипник.

Ориентировочные значения коэффициентов трения : для радиальных шариковых однорядных подшипников – 0,0015, а для радиальных подшипников с короткими цилиндрическими роликами – 0,0011.

I.  Расчет КПД быстроходной ступени.

Для зацепления a-g:

Для зацепления g-b:

Момент трения в подшипниках ведется только по подшипникам сателлита, так как потери на трение на валах незначительны.

Следовательно, суммарные потери в подшипниках:

II.  Расчет КПД тихоходной ступени.

            Для зацепления a-g:

            Для зацепления g-b:

Момент трения в подшипниках ведется только по подшипникам сателлита, так как потери на трение на валах незначительны.

Следовательно, суммарные потери в подшипниках:

Общее КПД редуктора рассчитывается по следующей формуле:

12. РАСЧЕТ НА НАГРЕВ И ВЫБОР СМАЗКИ

I.  Расчет на нагрев

Повышение температуры сопряженных поверхностей кинематических пар зубчатых передач в результате работы сил трения вызывает падение защитных свойств маслянистого слоя. Во избежание повышения интенсивности изнашивания и для предупреждения опасных форм повреждения контактирующих поверхностей температура масла  не должна превышать предельного допускаемого значения , при котором масло еще сохраняет свои защитные функции. Обычно принимают .

Для передач, работающих при постоянной нагрузке в течение времени, достаточного для появления установившегося теплового режима, надо обеспечить условие

где  - установившаяся температура масла, ^оС;  - мощность на ведущем валу передачи, Вт:

, где

где

 - КПД редуктора,  - температура окружающего воздуха (принимаем равной ).

 ‑ мощность теплового потока, отводимого от передачи в окружающую среду при перепаде температур в ,

 - коэффициент теплоотдачи с поверхности корпуса, не обдуваемой вентилятором ;  - коэффициент теплоотдачи при использовании искусственного обдува корпуса; А_Н и А_обд – площади соответственно не обдуваемых и обдуваемых поверхностей корпуса.

Принимаем .

Определим суммарную площадь поверхности редуктора, рассматривая его поверхность как совокупность простейших поверхностей – цилиндров и усеченных конусов:

Определяем мощность теплового потока не обдуваемой поверхности:

Тогда .

II.  Выбор смазочного материала

Для смазывания зубчатых передач со стальными зубьями ориентировочное значение вязкости масла определяется по рисунку 19.1 [6] в зависимости от фактора:

где  - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев;  - контактные напряжения, ;  - окружная скорость в зацеплении, .