Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Ниже в таблице 5 приведены исходные данные для расчетов осей сателлитов планетарных рядов и расчетное (минимальное) значение диаметров осей.

Табл. 5

Конструктивные диаметры осей превышают расчетные. Расчет выполнен в программном пакете Mathcad. Результаты расчета представлены в Приложении 6.

Расчет подшипников сателлитов планетарных рядов

Радиальные усилия в сателлитах планетарных механизмов существующих автоматических трансмиссий воспринимаются роликовыми игольчатыми подшипниками с сепаратором без внешнего и внутреннего колец. При выполнении курсового проекта расчет подшипников сателлитов выполнялся по методике, изложенной в [6]. В конечном итоге в таблицу 6 сведены габариты выбранных подшипников. Полный расчет со всеми промежуточными числовыми значениями представлен в Приложении 7.

При выборе конструктивных параметров подшипников следует учитывать то, что для нормальной работы зубчатых зацеплений толщина обода (расстояние от диаметра впадины до внутреннего диаметра под подшипник качения) должна быть не менее высоты зуба. В связи с этим максимально возможный внутренний диаметр дорожки качения подшипника сателлита равен:

D_внешmax = d_{f1САТПР1} – (d_{a1САТПР1} – d_{f1САТПР1})

Выберем в качестве тел качения иголки диаметром D_w. Тогда диаметр окружности центров тел качения:

D_pw = D_внешmax – D_w.

и количество тел качения:

Примем длину иголок подшипника равной ширине сателлита планетарного ряда

L_w = b_w

Радиальная нагрузка, воспринимаемая подшипниками осей сателлитов, определяется моментом, передаваемым водилом и центробежной силой, действующей на сателлит.

Радиальная нагрузка на подшипник

где К_водПР1i– коэффициент момента, действующего на водило первого планетарного ряда на i-ой передаче;

М_двсmax - максимальный момент, развиваемый двигателем;

а_ст - число сателлитов;

R_водПР- радиус, на котором расположена ось сателлита (межосевое расстояние между малой центральной шестерней и сателлитом).

Центробежная сила:

где _водПРi - угловая скорость водила первого планетарного ряда на i-ой передаче.

Масса сателлитов определена при выполнении твёрдотельных моделей в программном пакете Solid Works.

Результирующая радиальная реакция на i-ой передаче

Для определения динамической грузоподъемности подшипника для определения реакция в подшипнике следует использовать средний момент М_двсср

Средняя радиальная нагрузка подшипника

где N_стПРi – число циклов нагружений подшипников сателлитов планетарного ряда на i-ой передаче;

N_стПР1 – суммарное число циклов нагружений подшипников сателлитов планетарного ряда.

Базовая статическая радиальная грузоподъемность

Статическая эквивалентная радиальная нагрузка для радиальных подшипников

P_or= F_rм

Базовая динамическая радиальная расчётная грузоподъемность:

Динамическая эквивалентная радиальная нагрузка для радиальных подшипников

где V= 1,2 (вращается внешнее кольцо подшипника); K_б = 1,5; K_T= 1,0.

В конечном итоге сравнивается базовый расчетный ресурс с числом нагружений подшипников .

Табл. 6

Заключение

В ходе выполнения данного курсового проекта по заданной кинематической схеме и параметрам ДВС была спроектирована планетарная коробка переключения передач. При этом были проведены расчеты зубчатых зацеплений на выносливость и при действии пиковых нагрузок, рассчитаны диаметры валов и осей сателлитов планетарных рядов, подобраны подшипники опор валов и сателлитов, проведены расчеты шлицевых соединений. Были рассчитаны и спроектированы дисковые фрикционные элементы, а также система подвода масла в бустеры блокировочных муфт и к тормозам, система смазки коробки.

К преимуществам кинематической схемы данной коробки передач следует отнести соосность входного и выходного валов коробки, удобное расположение элементов управления, большое количество передач. К недостаткам кинематической схемы следует отнести наличие вложенных валов.

К преимуществам спроектированной конструкции относятся простая форма корпуса коробки, плотная компоновка всех элементов коробки, удобство подвода масла к дисковым фрикционным элементам управления.

К недостаткам относятся сложность процесса сборки коробки, сложная форма крышки и масляных каналов.

Список использованной литературы

1. В.И.Анурьев. Справочник конструктора машиностроителя. В 3т. Изд.8 т.1 Машиностроение 2001.

2. В.И.Анурьев. Справочник конструктора машиностроителя. В 3т. Изд.8 т.2 Машиностроение 2001.

3. В.И.Анурьев. Справочник конструктора машиностроителя. В 3т. Изд.8 т.3 Машиностроение 2001.

4. Красненьков В.И., Вашец А.Д. Проектирование планетарных механизмов транспортных машин. М., Машиностроение, 1986. 272 с.

5. Справочник конструктора-машиностроителя. Справочник в 3-х ч. Ч.2 – 7-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1992. 415 с.638.

6. С. А. Харитонов. Пособие по расчету планетарных коробок передач.

7. Л. П. Варламов, В. П. Тибанов Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Соединения» курса «Основы конструирования деталей и узлов машин»/ Под ред. Л. П. Варламовой – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003. – 88с.: ил.

Характеристики

Список файлов курсовой работы