Кинематический расчёт прямозубого планетарного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Кинематический расчёт прямозубого планетарного редуктора

планетарный редуктор зацепление напряжение

Выбираем материал для колёс планетарного редуктора:

ведущая центральная шестерня и сателлит - сталь 40ХН, улучшение и закалка ТВЧ, Н = 302 НВ и уТ = 750 МПа.

Определим допускаемое контактное напряжения.

,

где [у]HLim - предел контактной выносливости; ZN - коэффициент долговечности; ZR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зуба; Zн - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; SH - коэффициент запаса прочности.

Определим параметры:

[у]HLim=2НВ+70 = 594 МПа;

,

где NHG - число циклов; Nk - ресурс передачи, .

ZN = 1;

ZR = 0,9;

Zн = 1,15;

SH = 1,1;

тогда:

МПа.

Принимаем [у]H = 534 МПа, т.к. контактное напряжение сателлита точно такое же.

Определим допускаемые изгибные напряжения.

,

где [у]FLim - предел выносливости; YN - коэффициент долговечности; YR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зуба; YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; SF - коэффициент запаса прочности.

Определим параметры:

[у]FLim=1,75НВ = 528,5 МПа;

,

где NFG - число циклов; Nk - ресурс передачи, .

YN = 1;

YR = 1,05;

YA = 0,75;

SF = 1,7;

тогда:

МПа.

Принимаем [у]F = 416 МПа, т.к. контактное напряжение сателлита точно такое же.

Для исключения подрезания ножки зуба центральной ведущей шестерни принимаем zа = 24 при Н < 350 НВ, передаточное число редуктора u = 4.

Подбор чисел зубьев других колёс производится с учётом условий: соосности, сборки, соседства.

Число зубьев центрального ведомого колеса определяется:

;

.

Определим число зубьев сателлита:

;

.

Выбираем коэффициенты смещения х1 шестерни и х2 колеса, определяем коэффициент В:

,

где , х1 и х2 принимают по числу зубьев zа и zg, х1 = х2 = 0,68;

тогда:

По значению В принимают угол зацепления зубьев Ьw = 26°22'.

Проверяем условие соотности:

;

- условие выполняется.

Из условия соосности уточним число зубьев сателлита:

,

, округляем до 24.

Проверяем условие сборки передачи:

,

где г - любое целое число; nw - число сателлитов, принимаем nw = 3.

- условие выполняется.

Определяем предварительное межосевое расстояние:

,

где u' - передаточное число между центральным ведущим колесом и сателлитом; kw =1,1…1,2; КН - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами, ; Т1 = Та - крутящий момент на валу ведущей центральной шестерни; шba - коэффициент ширины венца, шba = 0,4 при Н < 350 НВ.

Определим параметры:

Передаточное число: ;

Крутящий момент на входном валу: ,

Нм;

тогда:

мм.

Определим модуль зацепления зубьев:

;

мм;

Округляем модуль зацепления до стандартного значения из ряда 1, m = 1,25 мм .

Уточняем межосевое расстояние:

;

мм.

Геометрические параметры передачи:

Коэффициенты смещения у шестерни и колёс, х1 = х2 = 0,68;

Коэффициент воспринимаемого смещения, ;

Делительное межосевое расстояние,

Делительный диаметр шестерён:

.

- ведущая центральная шестерня, мм;

- центральная шестерня, мм;

- сателлит, мм.

Диаметры вершин и впадин зубьев:

- ведущая центральная шестерня, мм;

мм.

- сателлит, мм;

мм.

- центральная шестерня, мм;

мм.

Ширина венцов шестерни:

- центральное колесо, ; мм.

- сателлит, мм.

- ведущая центральная шестерня, мм.

Силы действующие в зацеплении:

- окружная сила:

;

Н.

- радиальная сила:

,

где Ь - угол зацепления, Ь = 200.

Н.

- сила действующая на водило:

Н.

Проверочный расчет

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям:

,

где Zу = 9600 МПа1/2 для прямозубых передач.

МПа;

, 492 МПа < 528 МПа.

Проверка зубьев колёс по напряжению изгиба:

,

где YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба, YFS = 3,34; Yв - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба, Yв = 1; Yе - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yе = 1; Fta - окружная сила в зацеплении ведущей центральной шестерни и сателлита, Fta = 2601,3 Нм; KF - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжению изгиба, .

МПа;

, 405 МПа < 416 МПа.

Проверочный расчёт оси сателлита.

Принимаем диаметр оси, d = 12мм, материал - сталь 40Х, улучшение с закалкой ТВЧ, Н = 302 НВ, уТ = 750 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба, МПа.

Для уменьшения прогибов оси выбираем конструкцию водила с двумя щеками, чтобы оси сателлитов имели по две опоры. Напряжение изгиба в опасном сечении оси:

,

где- изгибной момент, ;

,

где - толщина щеки водила, принимаем 20 мм;

- ширина стопорного кольца, принимаем мм;

- расстояние от канавки для стопорного кольца до торца сателлита, принимаем мм;

- ширина подшипника, В = 14;

- зазор между щекой водила и торцом сателлита.

мм;

Нмм;

Принимаем диаметр оси, d = 12мм.

мм3;

МПа.

Полученное значение должно удовлетворять условию прочности:

, 68 МПа < 75 МПа.

Размещено на Allbest.ru