Автор: Пользователь скрыл имя, 12 Марта 2012 в 20:03, курсовая работа
Планетарным зубчатым называют механизм, содержащий зубчатые колеса с перемещающимися осями, именуемые сателлитами.
Передача (рис.1) состоит из центрального колеса с наружными зубьями (солнечной шестерни) (1), центрального колеса с внутренними зубьями (3), водила (H) и сателлитов (2). Сателлиты устанавливаются в водило H, ось вращения которого называется основной.
u=z2/z1;
rw2=aw*u/(u+1).
8. Радиусы окружностей впадин
rf1=r1-ha*m-c*m+x1*m;
rf2=r2-ha*m-c*m+x2*m.
9. Радиусы окружностей вершин
ra1= aw- r2 -x2*m +ha*m;
ra2= aw - r1 -x1*m +ha*m.
10. Шаг по основной окружности (основной шаг)
Pbt=Pt*cos =*m*cos ,
Необходимость в использовании в планетарной передаче зубчатых колес со смещением исходного контура возникает в следующих случаях:
-если в передаче имеются зубчатые колеса с числом зубьев меньше 17;
для выравнивания удельных скольжений в зацеплении;
-если передача должна вписаться в определенный габарит или должна быть состыкована с фланцевым электродвигателем и при этом должно быть строго выдержано заданное передаточное отношение:
d1=mz1=3*18=54 мм.
d2=mz2=3*36=108 мм.
d3=mz3=3*90=270 мм.
4.1. Проверка межосевых расстояний
A12=(d1+d2)/2 =(54+108)/2 =81 мм.
А32=(d3-d2)/2=(270 – 108)/2=81 мм.
4.2. Диаметры окружностей выступов и впадин, мм;
для колес с внешними зубьями
da=d+2m da1=54+2*3=60 мм.
da2=108+2*3=114 мм.
df=d-2,5m
df2=108-2,5*3=100,5 мм
для колес с внутренними зубьями
da3=d3-2m=270-2*3=264 мм.
4.3. Для удобства монтажа ширину центральных колес делаем несколько больше ширины сателлитов на 1 =2,5 с каждой стороны: b1 = b4 = b0. + 21= 20+2*2,5=25мм.
Ширина сателлитов b2=b=20мм.
5. Проверочный расчет зубчатой передачи
5.1. Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям
Определяем контактные напряжения 6, с.9
(4)
где Zн – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.
______________ ____________
Zн = 2cos / sin 2w = 2/ sin (2 * 20) =1,34
где w = t - угол профиля производящей рейки,
Zε - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий. Для
прямозубых передач:
Zε = ( 4 – ε ) / 3,
где ε - коэффициент перекрытия.
Для передач выполненных без смещения:
ε = 095 – 16 * (1/ z2 + 1/ z3) * (cos2 + cos )
ε = 095 – 16 * (1/ 36 + 1/ 90) * (cos2 0 + cos 0) = 1,776
Zε = ( 4 – 1,776 ) / 3 = 0,861
Определяем коэффициент нагрузки
Кн = Кн * Кн * Кн v ,
где Кн - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач Кн = 1
КHb, -коэффициент концентрации нагрузки, определяем по [11, табл.8]
Ψbd = b/d = 20/54 = 0,37
Для передачи с симметричным расположением колес по отношению к опорам при НВ <350 и Ψbd = 0.37 КHb = 1
Кн v- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку [11 табл. 9],
Кн v = 1.016
Кн = Кн * Кн * Кн v = 1 * 1 * 1.016 = 1.016.
Вычислим контактное напряжение по формуле (4)
Найдем Δ Н = (н -нр) / нр * 100% = (493-550)/550 *100% = -10,3%;
5.2. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе выполняется по
формулам:
(5)
,
где YFj - коэффициент формы зуба определяем по [11, табл. 12]:
YFj =4,18; YF2 = 3,74.
Коэффициент нагрузки КF определяем по формуле:
КF = КF * КF * КFv
Принимаем степень точности 7.
Для прямозубых передач при nст ≥ 7 принимают КF = 1;
КF определяем по [11, табл.10]:
при Ψbd = 0,37 и НВ <350 КF = 1.
КFv находим из по [11 табл. 11]:
Окружная скорость:
Для степени точности 7, НВ< 350 и V=4,725 КFv = 1,35.
К F = 1*1*1,35=1,35.
Определяем Fj по формуле (5)
6. Усилия в зацеплении
6.1. Окружные усилия в зацеплении:
P12 = P21 = P24 = P42 = 2Т1/(d1 * nw’) =
6.2. Радиальные усилия в зацеплении:
Рr= P tg = 1740 tg20° =729,5 tg20° = 265,5 Н.
6.3. Нагрузка на ось сателлита
Р2Н = РН2 = 2Р12 = 2 * 729,5 = 1459 Н.
Рис.2 Силы в планетарной передаче
7. Конструирование планетарных передач
Следует назначать нечетное число сателлитов для лучшего уравновешивания сил в зацеплении.
Для равномерного распределения нагрузки между сателлитами силовых многопоточных передач одно или оба центральных колеса делают самоустанавливающимися (плавающими). Самоустановка достигается применением зубчатых муфт, соединяющих солнечные колеса с ведущим валом или водилом предыдущей ступени, а корончатые колеса с корпусом или замыкающей передачей.
Самоустановка также может достигаться применением гибких элементов, например установкой сателлита на гибкой оси.
Для равномерного распределения нагрузки между сателлитами возможен и другой путь – жесткая установка всех деталей передачи при условии высокой точности их изготовления и монтажа.
Выбираем последний вариант конструкции.
Для получения наименьших габаритов редуктора принимаем следующую конструктивную схему редуктора на рис. 3 и основных его деталей:
а) оси сателлитов крепим в водиле неподвижно, а подшипники устанавливаем в сателлитах;
б) водило выполняем за одно целое с ведомым валом; подшипники устанавливаем в корпусе;
в) солнечное колесо выполняем заодно с ведущим валом; подшипники устанавливаем в водиле;
г) корончатое колесо запрессовываем в корпус редуктора;
д) корпус редуктора выполняем неразъемным с одной крышкой.
Рис.3. Конструктивная схема редуктора
8. Расчет ocей и валов
8.1 . Расчет оси сателлита.
В относительном движении ось сателлита нагружена постоянной силой РН2.
При симметричном расположении сателлита относительно водила эта сила действует в середине пролета оси. Принимая зазор между солнечным колесом и водилом 2= 2,5 мм, находим длину пролета:
l0 = b1+22 = 25+2*2,5 = 30 мм.
При скользящей посадке в водиле ось можно рассчитывать как балку на двух опорах с пролетом l = l0 = 30 мм. При малой длине оси оба подшипника станут почти вплотную, и можно считать, что ось будет нагружена по всему пролету равномерно распределенной нагрузкой интенсивностью q = P0/l0, (рис 4). Изгибающий момент в опасном сечении (в середине пролета)
M = ql02/8 = P0l0/8 = 1459*30/8 = 5471 н*м.
Рис. 4 Схема нагружения оси сателлита
Принимаем для оси сталь 45 нормализованную с σТ = 300 МПа; учитывая значительные толчки, берем повышенный коэффициент запаса [nT] = 2,5; при этом
[]и =T / [nT] = 300/2,5 =120 МПа.
Требуемый диаметр оси:
Окончательно диаметр оси будет установлен при подборе подшипников.
8.2. Расчет ведущего вала
При трех сателлитах силы, действующие в зацеплении центральных колес, взаимно уравновешиваются, и при установке на выходном конце вала муфты ведущий вал работает только на кручение. Принимая допускаемое напряжение кручения []к = 40 МПа, находим диаметр выходного конца быстроходного вала:
Диаметр выходного конца вала принимаем 20 мм.
Диаметр вала под уплотнение dБу =22 мм, диаметр под подшипник dБn =25мм.
8.3. Расчет ведомого вала (вала водила)
Ведомый вал – вал водила – при трех сателлитах также работает только на кручение. При тех же допускаемых напряжениях диаметр выходного конца тихоходного вала:
Выходной конец тихоходного вала делаем с прямобочными шлицами средней серии по ГОСТ 1139 – 78; z х d х D = 8 х 32 х 36 (b = 6 мм). Диаметр под уплотнение dTy = 40мм, диаметр под подшипник – не менее 45мм.
9. Подбор подшипников. Подшипниковые узлы
9.1 . Подшипники сателлита
В сателлите устанавливаем два подшипника. Радиальная нагрузка на каждый подшипник:
R = P0 / 2 = 1459/2 = 729,5 н.
Осевая сила на валу Fа1 =0.
Эквивалентная нагрузка в опоре 6, с.212:
РЭ = (XVFr + YFa) * Кσ * Кт,
где Кσ – коэффициент безопасности 6, с. 214
Кт – температурный коэффициент 6, с.214.
V– коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается. В данном случае вращается наружное кольцо, поэтому V=1,2;
Х- – коэффициент перед радиальной составляющей нагрузки в подшипнике;
Y- – коэффициент перед осевой составляющей нагрузки в подшипнике.
В связи с тем, что осевая составляющая нагрузки в подшипнике отсутствует, X=1, Y=0.
Учитывая значительные толчки, принимаем К = 1,8
Учитывая, что рабочая температура меньше 100 С принимаем КT = 1.
Эквивалентная нагрузка на подшипник:
Рэ = RVKKT = 729,5*1,2*1,8*1 =1576 н.
Расчетная долговечность, млн. об.:
L=(C/ Рэ)3.
Расчетная долговечность, ч.:
Lh= (L*106/60*n)
Заданный срок службы редуктора 10000 ч., следовательно, Lh= 10000 ч. Таким образом, требуемая динамическая грузоподъемность подшипника:
Наибольший допустимый диаметр наружного кольца подшипника из условия его размещения в сателлите:
Dmax = m(z2-7) = 3*(36-7) = 87 мм.
По каталогу подбираем подшипник, имеющий наименьшую ширину при С10360 н, d D0 = 7,74 мм и D < Dmax = 87мм.
Выбираем роликоподшипник конический однорядный средней серии 7202 по ГОСТ 333 – 79 (11, табл.15), так как он имеет наименьшие размеры: диаметр d=15мм, наружный диаметр D = 35 мм и наибольшую ширину Tmax = 12 мм; при необходимом значении динамической грузоподъемности С = 10500 н.
Подшипник устанавливаем в сателлите с упором во внутреннее концентрическое кольцо (разрезное), вставленное в сателлит; толщина кольца s = 1,7 мм. Для увеличения расстояния между подшипниками и удобства их демонтажа, кроме разрезного кольца, устанавливаем дополнительно дистанционное кольцо толщиной s1 = 1,3 мм. При этом наибольший осевой размер всех деталей узла по внутренним кольцам, (рис. 3):
l = 2Tmax+s1+s = 2*12+1,3+1,7 =27 мм.
и по наружным кольцам
l1=2c+s1+s = 2*9+1,3+1,7 =21 мм.
При ширине сателлита b2 =20 мм внутренние кольца подшипника выступают из него по 3,5 мм на сторону, а наружные – по 0,5 мм. Положение подшипников на оси фиксируют и регулируют двумя кольцами и набором прокладок.
Рис. 5. Установка подшипника сателлита
9.2. Подшипники быстроходного вала
Поскольку подшипники быстроходного вала не нагружены, их размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Чтобы можно было монтировать солнечное колесо через водило, отверстие в последнем должно быть несколько больше da1= 60 мм. Быстроходный вал устанавливаем с осевой фиксацией на одной из опор и второй опорой плавающей. Для фиксации подшипника в водиле необходимо предусмотреть буртики или стопорные кольца. Следовательно, диаметр наружного кольца подшипника со стороны выходного конца вала должен быть 65-70мм. Выбираем шарикоподшипник особо легкой серии 108 по
ГОСТ 8338–75 [14 табл.14] с размерами d х D х В = 40 х 68 х 15мм; для второй опоры выбираем подшипник 106 с размерами d x D x В = 30 х 55 х 13мм.
9.3. Подшипники водила
Размеры подшипников водила, ввиду отсутствия нагрузок на них, определяем также из конструктивных соображений, а именно: диаметр тихоходного вала увеличиваем так, чтобы в нем разместился подшипник 108;