Пособие с рисунками (1034673), страница 16
Текст из файла (страница 16)
Величина [C] определяется из справочника поподшипникам. Причем обязательно должно выполняться неравенство С < [C].Допускаемое число оборотов подшипника на высшей передаче при максимальных оборотахдвигателя не должно превышать указанного в справочнике предельного значения.В некоторых случаях уравнение (5.1) решается относительно h, т.е.h=1nу0,3C.Qэк kб ktВ этом случае вычисленная долговечность выбранного подшипника не должна быть меньше требуемой.94Глава 6.
Пример расчета зубчатых зацеплений планетарных рядовРассчитать элементы планетарной коробки передач, кинематическая схема и план угловыхскоростей которой представлены на рис.6.1.Рис.6-1.В состав кинематической схемы входят четыре планетарных ряда:•432 с внутренним передаточным отношением i42 = -3,00;•062 с внутренним передаточным отношением i02 = -3,00;•326 с внутренним передаточным отношением i36 = -2,00;•35Х с внутренним передаточным отношением i3Х = -3,00;**и две блокировочные муфты: 075; 586 .Число передач переднего хода – 10.Число передач заднего хода – 1.Максимальный момент на ведущем валу М0 = Mдвmax = 320 Нм.Максимальная частота вращения ведущего вала n0 = nдвmax =2000 об/мин.Коэффициент использования максимального крутящего момента двигателя aДВС = 0,65.Средняя частота вращения двигателя nдвср = 1500 об/мин.Пробег до капитального ремонта – Smax = 300 000 км.Средняя скорость – Vср = 50 км/ч.Ресурс коробки передач – Тmax = Smax/Vср = 6000 ч.Коэффициент распределение времени работы коробки передач на передачах k:Таблица 6.1.ПередачаIIIIIIIVVVIVIIVIIIIXXЗХ0,0050,010,0150,0250,040,0600,100,150,240,350,005956.1.
Расчет кинематических и силовых характеристик заданной кинематической схемы.Расчет кинематических и силовых характеристик заданной кинематической схемы проводить в соответствии методикой, изложенной в курсе «Анализ и синтез кинематических схем сложных планетарных механизмов». Результаты этого расчета представлены в Приложении 3.Компоновка зубчатых зацеплений планетарных рядов и звеньев ФЭУ может быть реализована из определения минимальных геометрических характеристик поперечных сечений валов исходя из условия обеспечения достаточной прочности. Поэтому необходимо провести предварительный расчет валов с целью определения их минимально допустимых диаметров с точки зренияпрочности и компоновки коробки передач.В планетарных рядах ввиду симметричного расположения сателлитов радиальные силыуравновешены, а валы испытывают радиальные нагрузки, возникающие только от неравномерности распределения потоков мощности в планетарном ряде, которыми можно пренебречь [Кудрявцев].
Поэтому принимается допущение, что валы в АТ нагружены только крутящим моментом.Из анализа кинематической схемы (рис.6.1) можно выделить десять участков валов (на кинематической схеме эти участки обозначены цифрами в кружках).Нагруженность каждого участка вала можно определить из силового и кинематическогоанализа кинематической схемы (см.
Приложение 3).Участок 1 нагружен только моментом двигателя. Нагруженность участка 2 определяетсямоментом, действующим на малое центральное колесо (МЦК) второго планетарного ряда. Расчетучастка 3 следует производить из условия максимального момента, пропускаемого блокировочноймуфтой 8. Нагруженность участков вала 4 и 5 определяется моментами, действующими на МЦКтретьего и второго планетарных рядов.
Участок 6 нагружен моментом, пропускаемым блокировочной муфтой 7. Вал 7 жестко связан с ведомой шестерней коробки передач, поэтому его следуетрассчитывать из условия нагружения его на первой передачи. Нагруженность валов 8, 9 и 10 определяется моментами, воспринимаемыми тормозами звеньев 6, 2 и 4.Значения относительных моментов, нагружающих соответствующие участки валов (Мimax),приведены в таблице 6.2. В этой же таблице приведены значения минимально допустимых диаметров (Dimin) соответствующих участков валов, которые определялись по упрощенной зависимостиD=316 M крπ [τ к ]≈3M кр0, 2[τ к ].При этом допускаемые напряжения при кручении [τк] принимались равными 300 МПа.96Таблица 6.2.№ Относительные моменты, Минимальный расчетныйваланагружающие валыдиаметр вала, ммМ1max = 1,00MдвM2max= 1,00MдвM3max= 2,67MдвM4max= 2,00MдвM5max= 2,00MдвM6max= 6,00MдвM7max= 1,15MдвM8max= 0,40MдвM9max= 3,00MдвM10max= 1,00Mдв12345678910D1min=18D2min=18D3min=25D4min=22D5min=22D6min=32D7min=19D8min=13D9min=26D10min=18Минимальныйвнутреннийдиаметр вала,мм3452522242Внешний диаметр вала,мм3030486868183854В соответствии с кинематической схемой (рис.6.1) максимальный внешний диаметр вала 10определяет делительный диаметр малого центрального колеса планетарного ряда ПР1.
Делительный диаметр МЦК планетарного ряда ПР2 ограничивается внешним диаметром вала 2. Внешниедиаметры валов 4 и 5 определяют делительные диметры МЦК планетарных рядов 3 и 4. Кроме того, внутренние передаточные отношения планетарных рядов ПР1, ПР2 и ПР4 имеют одинаковыезначения (-3,00), поэтому с целью унификации конструкции имеет смысл выбрать количествозубьев одноименных шестерен одинаковыми. И, как видно из таблицы 6.2, делительный диаметрМЦК этих планетарных рядов должен определяться внешним диаметром валов 4 и 5, который поориентировочным расчетам равен 68 мм.Из опыта проектирования планетарных передач можно назначить модуль m всех зубчатыхколес, входящих в состав планетарного механизма равным 1,5.Для определения числа зубьев шестерен, входящих в каждый из четырех планетарных рядов, можно воспользоваться специальной программой.
При этом следует иметь в виду следующее:•количество зубьев МЦК должно быть таким, чтобы делительный диаметр не менее 68 мм;•для улучшения динамических характеристик быстроходных передач следует избегать вариантов, при которых числа зубьев сцепляющихся колес имеют общий множитель.•для планетарных передач не рекомендуется, чтобы число зубьев МЦК или большого центрального колеса (БЦК) было кратным количеству сателлитов.Последние два обстоятельства накладывают весьма жесткие ограничения на подбор зубьевшестерен планетарных рядов.
В результате проведенных расчетов не удалось подобрать ни одноговарианта сочетания числа зубьев шестерен планетарных рядов, который удовлетворял указаннымвыше условиям. Это относится, как для планетарных рядов с конструктивным параметром 2, так ис конструктивным параметром 3.97Для разрешения возникшего противоречия, можно несколько изменить значения конструктивных параметров, приняв их равными соответственно 2,05 и 3,05. При этом кинематические исиловые характеристики проектируемой коробки передач, практически, не изменятся.Используя результаты расчетов подбора количества зубьев для планетарного ряда с конструктивным параметром 3.05 (см.Приложение 5), определяем, что минимальное количество зубьевМЦК для трех сателлитов можно принять равным 49, поскольку в этом случае делительный диаметр:dМЦКПР4 = zМЦКПР4·m = 49·1,5 = 73,5 мм > 68 мм.Тогда из приложения 6 определяем количество зубьев сателлитов zСАТПР4 = 50 и БЦК zБЦКПР4 = 149.Для подбора количества зубьев третьего планетарного ряда ПР3 были использованы те жекритерии, что и для планетарных нрядов ПР1, ПР2 и ПР3.
В результате был выбран вариант с числом зубьев МЦК zМЦКПР3 = 53, сателлитов zСАТПР3 = 28 и БЦК zБЦКПР3 = 109 (см.Приложение 4).Таким образом, результаты предварительного выбора числа зубьев шестерен планетарныхрядов можно свести в таблицу 6.3.Планетарный рядПР1ПР2ПР3ПР4Количествосателлитов, аст3333Число зубьевМЦК49495349Число зубьевсателлитов50502850Таблица 6.3.Число зубьевБЦК1491491091496.2. Расчет геометрии зубчатых колес планетарных рядов.6.2.1.
Планетарные ряды ПР1, ПР2 и ПР4В соответствии с ГОСТ 16532-70 для внешнего зацепления и ГОСТ 19274-73 для внутреннего зацепления исходными данными для расчета основных геометрических параметров зубчатогозацепления являются:Число зубьевмалого центрального колесасателлитабольшого центрального колесаМодуль, ммУгол наклона зубьевНормальный исходный контуругол главного профилякоэффициент высоты головкикоэффициент радиального зазора в паре исходных контуровкоэффициент радиуса кривизны переходной кривойМЦККоэффициент смещениясателлитаБЦКШирина зубчатого венца, ммТаблица 6.4.z1 = 49z2 = 50z3 = 149m = 1,5β = 18ºГОСТ 13755-81α = 20ºha* = 1,0с* = 0,25ρf* = 0,38x1 = 0,6x2 = 0,6x3 = 0,6bw = 2098Коэффициенты смещения зубчатых колес x1, x2 и x3 определялись с помощью блокировочных контуров (Приложения 1 и 2).Зубчатое зацепление «МЦК-САТЕЛЛИТ»1.
Делительное межосевое расстояние, мм( z + z )m (49 + 50)1,5a= 2 1 == 78,0712cos β2cos182. Коэффициент суммы смещений (для внешнего зацепления)xΣ = x1 + x2=0,6+0,6=1,2.3. Угол профиля α t определяется из соотношенияtgα t =tgαtg 20== 0,3827cos β cos18αt=arctg0,3827 = 20,952º.4. Угол зацепления α twinvα tw =2 xΣtgα2 ⋅ 1,2 ⋅ tg 20+ invα t =+ inv 20,952 = 0,00882 + 0,017217 = 0,026041;z1 + z249 + 50αtw = 23º54' = 23,9167º.где величина угла по известному значению его эвольвентной функции и обратно определялись потаблицам, приведенным в [5].5.
Межосевое расстояние, ммaw = a6. Делительные диаметры, ммcos α tcos 20,952= 78,071= 79,757.cos α twcos 23,9167z1m49 ⋅ 1,5== 77,282;cos β cos18z m 50 ⋅ 1,5d 2САТПР1 = 2 == 78,870.cos β cos18d1МЦКПР1 =7. Передаточное отношениеuПР1 =8. Начальные диаметры, ммz2 50== 1,02.z1 492aw 2 ⋅ 79,757== 78,967;u + 1 1,02 + 12a u 2 ⋅ 79,757 ⋅ 1,02d w2САТПР1 = w == 80,547.u +11,02 + 1d w1МЦКПР1 =9. Коэффициент воспринимаемого смещенияy=aw − a 79,757 − 78,071== 1,124.m1,510. Коэффициент уравнительного смещения∆y = xΣ − y = 1,2 − 1,124 = 0,076 .11.
Диаметры вершин зубьев, ммd a1МЦКПР1 = d1МЦКПР1 + 2m( ha* + x1 − ∆y ) = 77,282 + 2 ⋅ 1,5(1,0 + 0,6 − 0,076) = 81,854;d a 2 САТПР1 = d 2САТПР1 + 2m(ha* + x2 − ∆y ) = 78,870 + 2 ⋅ 1,5(1,0 + 0,6 − 0,076) = 83, 442.12. Диаметры впадин зубьев, мм99d f 1МЦКПР1 = d1МЦКПР1 − 2m( ha* + c * − x1 ) = 77,282 − 2 ⋅ 1,5(1,0 + 0, 25 − 0,6) = 75,332;d f 2САТПР1 = d 2САТПР1 − 2m( ha* + c* − x2 ) = 78,870 − 2 ⋅ 1,5(1,0 + 0, 25 − 0,6) = 76,920.13.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
