Dz_po_pkp_kadomtsev (Раздаточные материалы)

Государственное образовательное учреждениевысшего профессионального образования«Московский государственный технический университет имени Н.Э. Баумана»(МГТУ им. Н.Э.Баумана)________________________________________________________________________Кафедра« М Н О Г О Ц Е Л Е В Ы Е Г У С Е Н И Ч Н Ы Е М А Ш И Н Ы И М О Б И Л Ь НЫ Е Р О Б О Т Ы »Домашнее задание по ПКП«РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНОЙ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ»Вариант 26(3R71-2-1-А)Студент:Кадомцев С.И.Группа:СМ 9-91Преподаватель:Харитонов С.А.Москва 2013СодержаниеСодержание2Исходные данные31.

Расчет кинематических и силовых характеристик заданной кинематической схемы466152. Расчет геометрии зубчатых колес планетарных рядов2.1 Расчет геометрии зубчатых колес планетарных рядов ПР12.2 Расчет геометрии зубчатых колес планетарных рядов ПР22.3 Расчет геометрии зубчатых колес планетарного ряда ПР3243. Выбор материала и термообработки зубчатых колес344. Поверочный расчет на прочность зубчатых колес планетарных рядов344.1 Определение параметров зубчатых зацеплений, необходимых для расчета наконтактную и изгибную выносливость344.2 Расчет на контактную и изгибную выносливость364.2.1 Допускаемые напряжения при расчете на контактную выносливость364.2.2 Допускаемые напряжения при расчете на изгибную выносливость444.2.3 Расчет на контактную выносливость484.2.4 Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки 544.2.5 Расчет зубьев на выносливость при изгибе584.2.6 Расчет на прочность при изгибе при действии максимальной нагрузки615.1 Расчет статической и динамической грузоподъемности подшипников сателлитов.

63Список литературы672Исходные данныеДля заданной кинематической схемы (рис.1):•определить минимальные значения диаметров валов;•подобрать число зубьев для зубчатых колес всех планетарных рядов;•провести расчет основных геометрических параметров всех зубчатых колес всех планетарных рядов;•выбрать материал и термообработку для всех зубчатых колес всех планетарных рядов.Для первого планетарного ряда:ряда•определить допускаемых напряжений для расчета зубчатых зацеплений на контактную выносливость;•определить допускаемые напряжения для расчета зубчатых зацеплений на изгибную выносливость;•провести расчет зубчатых зацеплений на контактную выносливость;•провести расчет зубчатых зацеплений на контактную прочность при действии максимальнойнагрузки;.•провести расчет зубчатых зацеплений зубьев на выносливость при изгибе;•провести расчет зубчатых зацеплений на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.•провести расчет статической и динамической грузоподъемности подшипников сателлитов.Рис 1 Кинематическая схема планетарной коробки передачПланетарный рядВнутреннее передаточное отношениеMdvmax := 600n dvmax := 2600Vsr := 48кмчНмобмин023-1.5Sprobeg := 300000k dv := 0.5534X-3.455X4-1.5кмкоэффициент использования ДВСсредняя скорость в течение всего срока эксплуатации31.

Расчет кинематических и силовых характеристик заданнойкинематической схемы.Расчет кинематических и силовых характеристик заданной кинематической схемыпроводить в соответствии методикой, изложенной в курсе «Анализ и синтез кинематических схемсложных планетарных механизмов» или с помощью программного комплекса «РКР4»,разработанного на кафедре СМ9. Результаты этого расчета представлены в Приложении.Компоновка зубчатых зацеплений ПМ и звеньев ФЭУ может быть реализована из определенияминимальных геометрических характеристик поперечных сечений валов исходя из условияобеспечения достаточной прочности.

Поэтому проведем предварительный расчет валов с цельюопределения их минимально допустимых диаметров с точки зрения прочности и компоновки коробкипередач.В планетарных рядах ввиду симметричного расположения сателлитов радиальные силыуравновешены, а валы испытывают радиальные нагрузки, возникающие только отнеравномерности распределения потоков мощности в планетарном ряде, которыми можнопренебречь [Кудрявцев]. Поэтому принимается допущение, что валы в АТ нагружены толькокрутящим моментом.Из анализа кинематической схемы (рис.1) можно выделить пять участков валов (накинематической схеме эти участки обозначены цифрами в кружках).Нагруженность каждого участка вала можно определить из силового и кинематическогоанализа кинематической схемы (см.

Приложение).Участок 1 нагружен только моментом двигателя. Нагруженность участка 2 определяетсямоментом блокировочной муфты М2. Нагруженность участка 3 определяется моментом,действующим на МЦК второго ряда. Нагруженность участка вала 4 определяется моментомблокировочной муфты М1. Нагруженность участка вала 5 определяется моментомвоспринимаемым тормозом Т4. Участок 6 принадлежит выходному валу и нагружен моментом сБЦК третьего ряда.6τкрdop := 220 ⋅ 10 Па- допускаемое напряжение крученияОтносительные моменты, нагружающие валы:k mom :=13Mmax := k mom ⋅ MdvmaxDmin :=11.5Mmax =Mmax0.2 ⋅ τкрdopDmin =1113.7085.208160010.024260020.024390030.027460040.02452.225·10350.03763.125·10360.041НммЗначения относительных моментов, нагружающих соответствующие участкивалов (Мimax ), приведены в таблице 1.1.

В этой же таблице приведены значения минимальнодопустимых диаметров (Dimin ) соответствующих участков валов, которые определялись поупрощенной зависимости4Таблица 1.Относительные№моменты, нагружающиевалавалыМинимальныйрасчетный диаметрвала, ммМинимальныйвнутреннийдиаметр вала,`ммВнешнийдиаметр вала,мм1М1max = 1,000MдвD1min=24-242M2max= 1.000 MдвD2min=24-283M3max= 1.500MдвD3min=2734404M4max= 1.000MдвD4min=2434405M5max= 3.708 MдвD5min=3745526M6max= 5.208 MдвD5min=415670Проверка валов на прочностьРасчет валов ведется по размерам Di и d iDi - внешний диаметр вала по шлицам (диаметр впадин).d i - внутренний диаметр вала.Участок 1:d 1 := 0 мD1 := 0.024 мτ 1 = 221.049W 1 :=мD2 := 0.028 мτ 2 = 139.203МПаУчасток 4:d 4 := 0.034 мD4 := 0.040 мτ 4 = 99.889МПаУчасток 5:d 5 := 0.045 мD5 := 0.052 мτ 5 = 183.495МПаУчасток 6:d 6 := 0.056 мD6 := 0.070 мτ 6 = 191.706( )3π D2МПаW 3 :=W 4 :=W 5 :=W 6 := (d )42 ⋅ 1 −4D2 ( )16МПаУчасток 3:d 3 := 0.034 м D3 := 0.040 мτ 3 = 149.834W 2 := (d )41 ⋅ 1 −4D1 ( )16МПаУчасток 2:d 2 := 0.0( )3π D1( )3π D3 (d )43 ⋅ 1 −4D3 ( )16( )3π D4 (d )44 ⋅ 1 −4D4 ( )16( )3π D516( )π D516 (d )45 ⋅ 1 −4D5 3 (d )46 ⋅ 1 −4D6 ( )( )Mmaxτ 1 :=1W 1 ⋅ 106Mmaxτ 2 :=W 2 ⋅ 10Mmaxτ 3 :=τ 5 :=τ 6 :=65W 5 ⋅ 10Mmax64W 4 ⋅ 10Mmax63W 3 ⋅ 10Mmaxτ 4 :=266W 6 ⋅ 1065На всех участках напряжения не превышают допускаемых, следовательно мы можемпринять выбранные диаметры валов.Из опыта проектирования планетарных передач можно назначить модуль m всехзубчатых колес, входящих в состав планетарного механизма равным 2.Для определения числа зубьев шестерен, входящих в каждый из трех планетарных рядов,можно воспользоваться специальной программой «ZUB1».

При этом следует иметь в видуследующее:•количество зубьев МЦК должно быть таким, чтобы делительный диаметр был не менее 28мм для ПР1, не менее 40 мм для ПР3 и не менее 52 мм для ПР3 ;•для улучшения динамических характеристик быстроходных передач следует избегатьвариантов, при которых числа зубьев сцепляющихся колес имеют общий множитель.•для планетарных передач не рекомендуется, чтобы число зубьев МЦК или большогоцентрального колеса (БЦК) было кратным количеству сателлитов.Последние два обстоятельства накладывают весьма жесткие ограничения на подборзубьев шестерен планетарных рядов.

В результате проведенных расчетов не удалосьподобрать ни одного варианта сочетания числа зубьев шестерен планетарных рядов, которыйудовлетворял указанным выше условиям.Таким образом, результаты предварительного выбора числа зубьев шестеренпланетарных рядов можно свести в таблицу 2.Таблица 2.ПланетарныйрядПР1ПР2Количествосателлитов, аст53Число зубьевМЦК6831Число зубьевсателлитов1738Число зубьевБЦК102107ПР3568171022. Расчет геометрии зубчатых колес планетарных рядов.2.1 Расчет геометрии зубчатых колес планетарных рядов ПР1 .В соответствии с ГОСТ 16532-70 для внешнего зацепления и ГОСТ 19274-73 для внутреннегозацепления исходными данными для расчета основных геометрических параметров зубчатогозацепления являются:Число зубьевмалого центрального колесаZ1 = 68сателлитаZ2 = 17большого центрального колесаZ3 = 102Модуль , ммm=2Угол наклона зубьевммβ := 15 ⋅ degНормальный исходный контуругол главного профиляГОСТ 13755-81α := 20deg6коэффициент высоты головкиh a := 1коэффициент радиального зазора в паре исходных контуровca := 0.25коэффициент радиуса кривизны переходной кривойρf := 0.38Коэффициент смещения, ммМЦКx 1 := 0.3сателлитаx 2 := 0.3БЦКx 3 := 0.9b w := 30Ширина зубчатого венца, ммКоэффициенты смещения зубчатых колес x1, x2 и x3 определялись с помощью блокировочныхконтуров.Расчет зубчатого зацепления «МЦК-САТЕЛЛИТ»МЦК-САТЕЛЛИТ»1.

Делительное межосевое расстояние, ммa mck_stpr1 :=( Z2 + Z1 ) ⋅ m2 ⋅ cos ( β )= 87.9982. Коэффициент суммы смещений (для внешнего зацепления), ммx Σ := x 1 + x 2 = 0.63. Угол профиля αt определяется из соотношения, град tan ( α) αt := atan  cos ( β ) αtdeg= 20.6474. Угол зацепления αtw , град( )tan αx − αx =αtwmck_stpr1deg2 ⋅ x Σ ⋅ tan ( α)Z1 + Z2( ( )+ tan αt − αt)= 22.5265. Межосевое расстояние, мм( )cos αta wmck_stpr1 := a mck_stpr1 ⋅cos αtwmck_stpr1()= 89.1486. Делительные диаметры, ммZ1 ⋅ md 1mckpr1 :=d 1mckpr1 = 140.798cos ( β )Z2 ⋅ md 2stpr1 :=d 2stpr1 = 35.199cos ( β )77. Передаточное отношениеZ1u mck_stpr1 :=u mck_stpr1 = 4Z28. Начальные диаметры, ммd wmckpr1 :=d wstpr1 :=2 ⋅ a wmck_stpr1 ⋅ u mck_stpr1d wmckpr1 = 142.636u mck_stpr1 + 12 ⋅ a wmck_stpr1d wstpr1 = 35.659u mck_stpr1 + 19.

Коэффициент воспринимаемого смещенияa wmck_stpr1 − a mck_stpr1y pr1 :== 0.575m10. Коэффициент уравнительного смещения∆y pr1 := x Σ − y pr1 = 0.02511. Диаметры вершин зубьев, мм(d a1mckpr1 := d 1mckpr1 + 2 ⋅ m ⋅ h a + x 1 − ∆y pr1(d a2stpr1 := d 2stpr1 + 2 ⋅ m ⋅ h a + x 2 − ∆y pr112. Диаметры впадин зубьев, мм(d f1mckpr1 := d 1mckpr1 − 2m ⋅ h a + ca − x 1(d f2stpr1 := d 2stpr1 − 2m ⋅ h a + ca − x 2))))d a1mckpr1 = 145.896d a2stpr1 = 40.298d f1mckpr1 = 136.998d f2stpr1 = 31.39913.

Основной диаметр, мм( )d b2stpr1 := d 2stpr1 ⋅ cos ( αt )d b1mckpr1 := d 1mckpr1 ⋅ cos αtd b1mckpr1 = 131.754d b2stpr1 = 32.93914. Угол профиля зуба в точке окружности вершин, градd b1mckpr1αa1mckpr1cos αx == 25.436d a1mckpr1deg( )d b2stpr1( )αa2stpr1cos αx =d a2stpr1deg= 35.17715. Шаг зацепления, ммp α := π m ⋅ cos ( α)p α = 5.90416.