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

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

1.2  Режим нагружения.

Таблица 1.2

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

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