Расчет и проектирование планетарных коробок передач (1034674), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

К основным звеньям планетарного механизма относятся водила, малые и большие зубчатые колеса.Однако, из-за возникновения погрешностей изготовления нагрузка среди сателлитов можетраспределяться неравномерно. В результате на вал основного звена будет действовать сила [3]Pнр =2М рас cos βd⋅Ω −1ν нр ,aст = 1где Ω – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами;d – делительный диаметр центрального зубчатого колеса;aст – число сателлитов планетарного ряда;β – угол наклона зубьев;νнр – коэффициент, учитывающий появление неблагоприятного сочетания погрешностей приизготовлении деталей планетарного ряда (в расчетах рекомендуется принимать νнр = 0,8).Как показывают исследования [3], при самом неблагоприятном сочетании погрешностей,коэффициент неравномерности распределения нагрузки среди сателлитов Ω < 1,2, при этом силаРнр настолько мала, что ее влиянием можно пренебречь.12Таким образом, валы основных звеньев в планетарных коробках передач работают толькона кручение, и напряжения, возникающие в них под действием передаваемого крутящего моментаMкр [Нм],τк =M крWp≤ [τ к ] ,где Wp - полярный момент сопротивления полого вала, м3:Wp =πD 316≈ 0,2 D 3 - для сплошного сечения вала иπD 3 d4 d4 3Wp =1−≈ 0,2 D 1 − 4  - для полого вала,16  D 4  D где D – внешний диаметр вала, м;d – внутренний диаметр вала, м.[τ к ] - допускаемые напряжения при кручении [4]:•из углеродистой стали [τ к ] = 150 – 230 МПа;•из хромоникелевых сталей [τ к ] = 250 – 400 МПа.При проектном расчете определяется требуемое значение момента сопротивления круче-нию поперечного сечения валаWp =M кр[τ к ].или, используя зависимость для определения Wp, получимD=316M крπ [τ к ]≈3М кр0, 2 [τ к ].1.6.

Особенности расчета осей сателлитов планетарных рядов.Особое внимание при расчете элементов планетарного ряда необходимо обратить на осисателлитов, поскольку эти элементы являются одними из самых нагруженных деталей планетарного ряда. При этом следует иметь в виду, что схема нагружения осей сателлитов во многом определяется типом планетарного ряда.Расчетные схемы определения усилий, действующих на ось сателлитов, для некоторыхнаиболее распространенных схем построения планетарных рядов показаны в таблице 1.1. Окружные Р, радиальные R и осевые S, силы действующие в зацеплении, определяются по формулам(1.1).13В планетарных механизмах оси сателлитов нагружаются также центробежными силами, которые при значительной угловой скорости водила могут превысить нагрузку от усилий в зацеплении. Вектор центробежной силы для сателлитов лежит в плоскости действия радиальных составляющих и прикладывается в центре тяжести сателлита.Величина центробежной силы Рц [Н] определяется по известной зависимости2Pц = mстωводRст ,где mст – масса сателлита, кг;ωвод - частота вращения водила, с-1;Rст – радиус, на котором расположены оси сателлитов.Таким образом, к силам, определенным по таблице 1.1, при расчете подшипников сателлитов, осей и их опор необходимо учитывать центробежную силу Рц, которые следует прикладыватьк точке расположения центра масс сателлита.Центробежные силы увеличивают нагрузку на подшипники сателлитов и опоры их осей.Поскольку оси, в отличие от валов, не передают крутящий момент, а воспринимают толькопоперечные нагрузки, то их рассчитывают на изгиб.Таблица 1.1.Схема планетарногорядаСхема усилий в зацеплениях сателлита с центральными колесамиСилы, действующие на оси сателлитовв горизонтальной плосв вертикальной плоскостикости14При расчете на изгиб напряжения, возникающие в поперечном сечении оси,σи =Mи≤ [σ и ] ,Wигде Ми – изгибающий момент, действующий в рассматриваемом поперечном сечении оси;[σи] – допускаемое напряжение изгиба, для осей [4]:•из углеродистой стали [σи] = 60 – 70 МПа;•из хромоникелевых сталей [σи] = 250-400 МПа;Wи – момент сопротивления изгибу.15Глава 2.

Расчет шлицевых соединенийПо форме боковых поверхностей зубья шлицевых соединений выполняют с прямобочным,эвольвентным и треугольным профилем.Наибольшее распространение в машиностроении получили шлицевые соединения с прямобочным профилем. Их используют для установки на валы зубчатых колес. Часто используютсясоёдинения с эвольвентным профилем, которые отличаются высокой технологичностью и нагрузочной способностью. Соединения с треугольным профилем зубьев имеют ограниченную областьприменения, в частности, они используются для соединений торсионных валов или тонкостенныхвалов и ступиц.2.1. Центрирование шлицевых соединений.Выбор типа центрирования зависит от требований к точности центрирования, твердостиступицы и вала, а зазор или натяг по центрирующему размеру (D, d или b) - от нагрузок, действующих на соединение, а также требований сборки.Центрирование по внутреннему d (рис.2.1а) или наружному диаметру D (рис.2.1б) обеспечивает более высокую соосность ступицы и вала.

Если твердость ступицы меньше 350НВ, то применяют центрирование по наружному диаметру.К центрированию по внутреннему диаметру прибегают при твердости деталей соединенийбольше 350 НВ, когда затруднена калибровка ступицы протяжкой или дорном после термическойобработки.Таблица 2.1СерияЛегкаяСредняяНоминальный размер соединенияz x d x D (d и D в мм)6х23х266x26x306x28x328x32x368x36x408x42x468x46x508x52x588x56x628x62x6810x72x7810x82x8810x92x9810x102x10810x112x1206x11x146x13x166x16x206x18x22Расчетные размеры, ммdср, мм24,528,530,034,038,044,048,055,059,065,075,085,095,0105,0116,012,514,518,020,0h, мм0,91,41,41,21,21,21,22,02,02,02,02,02,02,03,00,90,91,41,4SF ,мм3/мм66118126163182211230440472520750850950105017403439768416Тяжелая6x21x256x23x286x26x326x28x348x32x388x36x428x42x488x46x548x52x608x56x658x62x7210x72x8210x82x9210x92x10210x102x11210x112x12510x16x2010x18x2310x21x2610x23x2910x26x3210x28x3510x32x4010x36x4510x42x5210x46x5616x52x6016x56x6516x62x7216x72x8220x82x9220x92x10220x102x11520x112x12523,025,529,031,035,039,045,050,056,061,067,077,087,097,010711918,020,523,526,029,031,536,040,547,051,056,060,567,077,087,097,01091191,41,92,22,22,22,22,23,03,03,54,04,04,04,04,05,51,41,91,92,42,22,73,23,74,24,03,03,54,04,04,04,05,55,597145191205308343396600672854107215401740194021403260126195223312319426576749978102013401690214024603480388059706520Центрирование по боковым поверхностям зубьев b (рис.2.2) применяют в условиях динамического или реверсивного нагружения большими крутящими моментами, а также при жесткихтребованиях к «мертвому» ходу.Соединения с прямобочным профилем.

Эти соединения (ГОСТ 1139—80) применяют принаружных диаметрах вала 14 - 125 мм. С переходом от легкой к средней и тяжелой сериям (таблица 2.1) для одного и того же диаметра d возрастает диаметр D и увеличивается число зубьев, поэтому соединения средней и тяжелой серий отличаются повышенной несущей способностью, ноболее высокой трудоемкостью при изготовлении.При центрировании по d или D для подвижных соединений рекомендуют посадку H7/f7, адля неподвижных обычно используют посадку H7/js6. По неценгрирующим диаметрам предусматривают значительный зазор: для D - Н12/а11; для d - H11/a11. При центрировании по наружному17диаметру рекомендуют применять посадки по размеру b - F8/f7 или F8/L7, а при центрировании повнутреннему диаметру - посадки F10/f8 или F8/js7.

Предельные отклонения от параллельностисторон зубьев вала и впадин втулки относительно оси центрирующей поверхности на длине 100мм не должны превышать 0,03 мм в соединениях повышенной точности и 0,05 мм - в соединенияхнормальной точности.Пример обозначения соединения с центрированием по наружному диаметру, числом зубьевz = 8, внутренним диаметром d = 62 мм, наружным D = 68 мм, шириной b = 12 мм, посадками понаружному диаметру - H7/js6, по внутреннему диаметру - Н11/a11 и размеру b - F8/f7:D - 8 x 62H11/a11 х 68H7/js6 x l2F8/f7.Соединения с эвольвентным профилем.

Эти соединения (ГОСТ 6033—80) предусмотреныдля диаметров D = 4 - 500 мм при числах зубьев 6 - 82 (таблица 2.2). В отличие от исходного контура для изготовления зубчатых колес угол профиля заметно увеличен (α = 30°), а высота зубауменьшена (h = m).При центрировании по наружному диаметру (рис.2.3.) рекомендуемыми являются посадки:для неподвижных соединений - H7/n6, H7/js6, H7/h6; для подвижных соединений - H7/g6, H7/f7.Поля допусков ширины впадины ступицы принимают 9Н и 11Н, а толщины зуба вала 9h, 9g, 9d,11с и 11a.При плоской форме дна впадины пазов вала допускается центрирование по внутреннемудиаметру. Предпочтительными являются посадки H7/h6, H7/n6, H7/g6.Пример обозначения соединения D = 60 мм, m = 2 мм с центрированием по наружному диаметру и посадкой по диаметру центрирования H7/h6:60 x H7/h6 x 2 ГОСТ 6033-80.Таблица 2.2Число зубьев при модуле mD15172025303540455055606570750,817202330361,25121418222630343823161821242628313436171820222458Статическиймомент SF,мм3/мм871111532513674846358251039121714231716203523491880859095100110120140160180200220240260300340382527283032353845525815161818202226303438424650581821242628313641263328443174368540194890584781101046013400166302008023800284003817049000Соединения с треугольным профилем.

Характеристики

Список файлов учебной работы