Расчет и проектирование планетарных коробок передач (1034674), страница 19

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

Текст из файла (страница 19)

Расчет упорных и упорно-радиальных роликовых подшипников.Статическая грузоподъемность.Базовая статическая радиальная грузоподъемность D cos αCor = 220 ⋅ 1 − wD pw Z ⋅ Lwe Dw sin α .Статическая эквивалентная осевая нагрузка для номинального угла контакта подшипникаα ≠ 90º:Poа = 2,3Frм tgα + Faм.Для одинарных подшипников эта зависимость справедлива только для соотношенияFrм< 0, 67tgα .FaмВ случае двойных сферических подшипников эта зависимость действительна для всех соотношения радиальной и осевой нагрузок.Для номинального угла контакта подшипника α = 90ºPoа = Fам.Динамическая грузоподъемность.Базовая динамическая осевая расчетная грузоподъемность для α = 90ºСa = bm ⋅ f c ⋅ L7we/ 9 ⋅ Z 3/ 4 ⋅ Dw29 / 27 .Для α ≠ 90ºСa = bm ⋅ f c ⋅ ( Lwe cos α )7 / 9 tgα ⋅ Z 3/ 4 ⋅ Dw29 / 27 .где bm – коэффициент, определяемый по таблице 5.14;fc – коэффициент, определяемый по таблице 5.15.Таблица 5.14.Тип подшипникаРоликовые цилиндрические подшипники и игольчатые подшипникиКонические подшипникиРоликовые сферические подшипникиbm1,01,11,15110Таблица 5.15.Dw cos αD pwfcдля α = 90ºDw cos αD pwα = 50ºα = 65ºα = 80º0,010,020,030,040,050,060,070,080,090,100,110,120,130,140,150,160,170,180,190,200,210,220,230,240,250,260,270,280,290,30105,4122,9134,5143,4150,7156,9162,4167,2171,7175,7179,5183,0186,3189,4192,3195,1197,7200,3207,7205,0207,2209,4211,5213,5215,4217,3219,1219,1222,7224,30,010,020,030,040,050,060,070,080,090,100,110,120,130,140,150,160,170,180,190,200,210,220,230,240,250,260,270,280,290,30109,7127,8139,5148,3155,2160,9165,6169,5172,8174,5177,8179,7181,1182,3183,1183,7184,0184,1184,0183,7183,2182,6181,8180,9179,8178,7-107,1124,7136,2144,7151,5157,0161,6165,5168,7171,4173,6175,4176,8177,9178,8179,3179,6179,7179,6179,3-105,6123,0134,3142,8149,4154,9159,4163,2166,4169,0171,2173,0174,4175,5176,3-fcДинамическая эквивалентная осевая нагрузка для упорных подшипников (α = 90°)Pа = Frа.Динамическая эквивалентная осевая нагрузка для упорно-радиальных подшипников (α ≠ 90°)Pа = (X Frс + Y Faс) Kб Kт.Коэффициенты X и Y определяются следующими зависимостями:•для одинарных подшипниках приFac>eFrcX = tgα ; Y = 1, 0;Fдля одинарных подшипников соотношение ac ≤ e не допустимо.Frc••для двойных подшипников при(5.5)Fac≤ e:FrcX = tgα ; Y = 0, 67;Fдля двойных подшипников при ac > eFrc(5.6)111X = tgα ; Y = 1, 0.(5.7)Для всех вариантов коэффициент е определяется следующей зависимостьюe = 1,25 tgα.(5.8)Базовый расчетный ресурс.Для подшипников, изготовленных из обычных подшипниковых сталей, при нормальныхусловиях эксплуатации (правильной установке, удовлетворительной смазке, защите от проникновения инородных тел, а также, когда подшипник находится под действием допустимой нагрузки ине подвержен воздействию экстремальных температур)10 / 3C L10 =  r  Pr .Если свойства материала и условия эксплуатации отличаются от выше указанных, то расчеты ведутся по скорректированному ресурсу10 / 3L10 aC = a23  r  Pr ,где а23 - коэффициент, определяемый по таблице 5.8.112Глава 6.

Пример расчета зубчатых зацеплений планетарных рядов и подшипниковсателлитов.6.1. Расчет зубчатых зацепленийРассчитать зубчатые зацепления третьего планетарного ряда (ПР3) планетарной коробкипередач, кинематическая схема и план угловых скоростей которой представлены на рис.6.1.В состав кинематической схемы входят четыре планетарных ряда:•432 (ПР1) с внутренним передаточным отношением i42 = -3,00;•062 (ПР2) с внутренним передаточным отношением i02 = -3,00;•326 (ПР3) с внутренним передаточным отношением i36 = -2,00;•35Х (ПР4) с внутренним передаточным отношением i3Х = -3,00;**и две блокировочные муфты: 075; 586 .Рис.6.1.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:113Таблица 6.1.ПередачаIIIIIIIVVVIVIIVIIIIXXЗХ0,51,01,52,54,06,010,015,024,035,00,56.1.1.

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 [3].

Поэтому принимается допущение, что валы в планетарных коробках передач 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 зависимости114D=316 M крπ [τ к ]≈3M кр0, 2[τ к ].При этом допускаемые напряжения при кручении [τк] принимались равными 300 МПа.Таблица 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 модуль m всех зубчатых колес, входящих всостав планетарного механизма можно назначить 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 бы указан115ным выше условиям. Это относится, как к планетарным рядам с конструктивным параметром 2,так и с конструктивным параметром 3.Для разрешения возникшего противоречия, можно несколько изменить значения конструктивных параметров, приняв их равными соответственно 2,05 и 3,05.

Характеристики

Список файлов учебной работы