Расчет механического привода для двухступенчатого планетарного редуктора. Конструктивно-компоновочная схема

Страницы работы

Фрагмент текста работы

МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ   РОССИЙСКОЙ   ФЕДЕРАЦИИ

БАЛТИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

«ВОЕНМЕХ» имени Д.Ф.Устинова

КАФЕДРА ДЕТАЛЕЙ МАШИН

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ДЛЯ ДВУХСТУПЕНЧАТОГО ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА.

Руководитель  проекта

/

Студент             /

Группа              /

г. Санкт-Петербург

 2002 г.

1 Техническое задание.____________________________________________ 2

2 Кинематический и силовой расчет._______________________________ 3

3 Предварительный расчет диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев.________________ 4

4 Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора по критерию изгибной выносливости зубьев.________________________________ 6

5 Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия работоспособности подшипников сателлита.___________________ 10

6 Проектировочный расчет валов._________________________________ 13

7 Проверочный расчет быстроходного вала.________________________ 14

8 Проверочный расчет шарикоподшипников быстроходного вала._____ 16

9 Расчет призматических и круглых шпонок_______________________ 16

10 Расчет зубчатых муфт._______________________________________ 18

11 Расчет фундаментных болтов._________________________________ 19

12 Расчет КПД редуктора._______________________________________ 22

13 Расчет на нагрев и выбор смазки._______________________________ 24

14 Выбор электродвигателя.______________________________________ 26

15 Список литературы.__________________________________________ 27

16 Приложения_________________________________________________ 27

1  Техническое задание.

Спроектировать двухступенчатый планетарный редуктор, удовлетворяющий следующим условиям.

1.1  Кинематические и силовые параметры; материалы.

Таблица 1.1

Максимальный момент на тихоходном валу , Нм

2000,0

Частота вращения , об/мин

55,0

Передаточное число

17,6

Параметр

3,1

Количество сателлитов в обеих ступенях

3,0

Марка стали колес

30ХГТ

Термообработка активных поверхностей их зубьев

Цементация

Долговечность , час

7500,0

1.2  Режим нагружения.

Таблица 1.2

0,100

0,250

0,650

1,000

0,800

0,600

1.3  Конструктивно-компоновочная схема.

Рис. 1

2  Кинематический и силовой расчет.

Как видно из компоновочной схемы, данный редуктор выполнен по схеме  (см. рис.), поэтому моменты в тихоходной ступени определяются следующим образом: , а в быстроходной - . Частоты вращения основных звеньев находятся по этим формулам: , , , ; относительные частоты вращения сателлитов - .

Рис. 2

Результаты расчетов приведены в таблице 2.1:

Таблица 2.1

Тихоходная

Быстроходная

P

3,100

3,293

225,500

968,000

0,000

0,000

55,000

225,500

170,500

742,500

-55,000

-225,500

-162,381

-647,713

-487,805

-113,636

-1512,195

-374,169

2000,000

487,805

3  Предварительный расчет диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

3.1  Эквивалентное время .

3.2  Расчет эквивалентных чисел циклов.

Для тихоходной ступени.

Для быстроходной ступени.

3.3  Расчет коэффициентов долговечности.

Для a и g , а для b , поэтому ,  и  равны единице, остальные коэффициенты рассчитываются по формуле: . Итак, ,  и .

3.4  Расчет допускаемых напряжений.

Как отмечено в техническом задании, материал шестерней и колес в обеих ступенях - 30ХГТ, упрочнение - цементация, поэтому из таблицы 14.4 ( ) находим: , коэффициент безопасности . Исходя из этих данных, допускаемые контактные напряжения для шестерней - , а для колес - . Таким образом, допускаемые напряжения в зацеплении тихоходной ступени равны 1096,666 Мпа, а в быстроходной - 1035,000 Мпа.

3.5  Расчетные моменты на шестернях.

Для тихоходной ступени мы имеем: , а для быстроходной - .

3.6  Передаточные числа в зацеплениях a-g.

В тихоходной ступени - , а в быстроходной - .

3.7  Определение относительных ширины шестерен.

В обеих ступенях принимаем , поэтому  и .

3.8  Расчет коэффициентов неравномерности распределения нагрузки в зацеплениях.

Так как в тихоходной ступени плавающим является центральное колесо a, а в быстроходной - водило h, то коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами - равен 1,03 и 1,05 соответственно для тихоходной и быстроходной ступеней. На основании этого коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в зацеплении  в обеих ступенях равны:  и , т.к. .

3.9  Расчет начальных диаметров шестерен.

, поэтому для тихоходной ступени , а для быстроходной .

3.10  Расчет начальных диаметров сателлитов и центральных колес.

Так как  и , то  и ,  и . Результаты расчетов сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1

Тихоходная

Быстроходная

Тихоходная

Быстроходная

84,796

369,275

U

1,050

1,146

27,354

112,150

0,150

0,150

26,920

107,378

0,465

0,494

1,060

1,000

1,030

1,050

1,000

1,000

1,070

1,100

1,283

1,019

1,100

1,150

1096,666

1035,000

63,174

39,630

1327,780

1054,350

66,333

45,430

1096,666

1035,000

195,839

130,491

162,602

37,879

1,100

1,100

4  Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора по критерию изгибной выносливости зубьев.

4.1  Эквивалентное время .

4.2  Расчет эквивалентных чисел циклов нагружения.

Для тихоходной ступени.

Для быстроходной ступени.

4.3  Расчет коэффициентов долговечности.

Для a, b и g , поэтому все коэффициенты  равны единице.

4.4  Расчет допускаемых напряжений.

Шестерни и колеса в обеих ступенях изготовлены из стали 30ХГТ, упрочнение - цементация, поэтому , коэффициент безопасности ; коэффициенты, учитывающие реверсивность приложения нагрузки к зубу . Исходя из этих данных, допускаемые контактные напряжения для шестерней и колес - .

4.5  Подбор чисел зубьев.

Для тихоходной ступени: , поэтому  и N=26. Тогда , а , так что ..

Для быстроходной принимаем , . Выбираем N=30, в таком случае , а . Тогда ..

4.6  Определение величин коэффициентов формы зубьев колес.                                  

Для тихоходной ступени: , а для быстроходной - .

4.7  Определение величин отношений .

Для тихоходной ступени мы имеем   , а для быстроходной -  .

4.8  Расчетные моменты на шестернях.

Для тихоходной ступени мы имеем: , а для быстроходной - .

4.9  Определение относительных ширины шестерен.

Их оставляем те же, что и в предыдущем разделе: , .

4.10  Расчет коэффициентов неравномерности распределения нагрузки в зацеплениях.

Так как  и W принимается тот же, что и в расчете на контактную прочность, то .

4.11  Определение значений коэффициентов , учитывающих динамические нагрузки в зацеплениях.

По таблице 2.8 .

4.12  Определение делительных диаметров шестерен .

В виду того, что они подсчитываются по формуле , .

4.13  Определение предварительных значений модулей зацеплений для обеих ступеней редуктора .

Для тихоходной ступени , принимаем m=3,000 мм, для быстроходной - , принимаем m=1,750 мм.

4.14  Окончательная подборка чисел зубьев из расчетов на контактную прочность и выносливость на изгиб.

Так как  >  и  > , то необходимо произвести корректировку чисел зубьев. Для тихоходной ступени , , тогда , , а  и ; для быстроходной - , , поэтому  и ,  и .

4.15  Определение начальных диаметров зубчатых колес.

Так как , то для тихоходной ступени мы имеем: ,  и , а для быстроходной - ,  и .

4.16  Корректировка ширины венцов  и относительных ширины шестерен

Похожие материалы

Информация о работе