Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Бакалаврская дипломная работа - розрахунок та розробка технології виготовлення зубчастого колеса - сателіту - планетарного редуктора (укр.яз) - файл 1 КОНСТРУКТОРСЬКА ЧАСТИНА.docx


Бакалаврская дипломная работа - розрахунок та розробка технології виготовлення зубчастого колеса - сателіту - планетарного редуктора (укр.яз)
скачать (882.9 kb.)

Доступные файлы (37):

1А3 вихідні дані.bak
1А3 вихідні дані.cdw
1 КОНСТРУКТОРСЬКА ЧАСТИНА.docx140kb.22.06.2009 15:23скачать
2А3 эпюры.bak
2А3 эпюры.cdw
2а ВИБІР ОБЛАДНАННЯ.docx24kb.22.06.2009 15:07скачать
2Б ТЕХНОЛОГІЧНА ЧАСТИНАї.docx92kb.22.06.2009 15:08скачать
2 ТЕХНОЛОГІЧНА ЧАСТИНА.docx169kb.22.06.2009 15:18скачать
3А3 сателит.bak
3А3 сателит.cdw
3 ПРОЕКТУВАННЯ ВЕРСТАТНОГО ПРИСТРОЮ.docx25kb.22.06.2009 15:10скачать
4А3 заготовка.bak
4А3 заготовка.cdw
5А1.bak
5А1.cdw
5А1а.bak
5А1а.cdw
6А2 015 зубонарізна.bak
6А2 015 зубонарізна.cdw
7А1 005 токарна.bak
7А1 005 токарна.cdw
8А2 патрон.bak
8А2 патрон.cdw
ВИСНОВКИ.docx17kb.22.06.2009 15:10скачать
ВСТУП.docx18kb.22.06.2009 14:38скачать
Додатки.docx13kb.22.06.2009 15:12скачать
Додаток А.docx13kb.22.06.2009 15:12скачать
Додаток Б.docx13kb.22.06.2009 15:15скачать
ЗМІСТ.doc39kb.22.06.2009 15:02скачать
ЛІТЕРАТУРА.docx20kb.22.06.2009 15:11скачать
МАРШ.КАРТА.docx26kb.22.06.2009 15:13скачать
ОПЕРАЦ.КАРТdocx.docx41kb.22.06.2009 15:14скачать
РЕФЕРАТ.docx18kb.22.06.2009 14:59скачать
СПЕЦИФИК.ПАТРОН.docx27kb.22.06.2009 15:26скачать
ТИТ.ЛИСТ КАРТ.docx14kb.17.05.2009 16:14скачать
ТІТУЛЬН.+ЗАВДННЯ.docx15kb.22.06.2009 14:58скачать
ЭСКИЗН.КАРТ.docx96kb.22.06.2009 15:15скачать

содержание
Загрузка...

1 КОНСТРУКТОРСЬКА ЧАСТИНА.docx

Реклама MarketGid:
Загрузка...


1 КОНСТРУКТОРСЬКА ЧАСТИНА

1.1Кінематичний розрахунок приводу

Вихідними даними для розрахунку приводу є кутова швидкість обертання вихідного валу:

2= 40 рад/с;

передаточне число редуктора:

uред = 4,5

та максимальна потужність на вихідному валові:

N2 = 10 кВт;

Кінематична схема, за якою будуть проводитись розрахунки, наведена на рисунку 1.1


Рисунок 1.1 Кінематична схема механізму



1.1.1Вибір електродвигуна

По потужності на вихідному валу визначаємо розрахункову потужність електродвигуна за формулою:

Nрозрах.=Nη;кВт (1.1)

де N - потужність на вихідному валові;

η – загальний коефіцієнт корисної дії двигуна, який дорівнює добутку окремих коефіцієнтів корисної дії, що входять до передачі, який розраховуються за формулою:

η= ηл.п∙ ηз.п.∙ η2п.2 (1.2)

де ηл.п - коефіцієнт корисної дії ланцюгової передачі;

ηз.п.- коефіцієнт корисної дії зубчатої передачі;

η2п - коефіцієнт корисної дії підшипників кочення.

Розрахуємо даний коефіцієнт, обравши дані з довідкової літератури [1]:

η= 0,95∙ 0,95.∙ 0,992= 0,89;

Nрозрах.=100,89=11,2 кВт;

Знаходимо частоту обертання валу сателітного вузла за формулою:

n2=ω2∙30π (1.3)

де ω2 - кутова швидкість обертання вихідного валу.

n2=40∙303,14=382 хв-1

Знаходимо частоту обертання швидкохідного валу за формулою:

n1=n2∙Uред (1.4)

де n2 - частота обертання тихохідного валу;

Uред - передаточне відношення редуктора.

n1=382∙4,5=1719 хв-1

Обираємо електродвигун 4А160S2У3 (ГОСТ 19523-81) [2], синхронна частота обертання якого 3000 хв-1, детальнішу характеристику наведено в таблиці 1.1



Таблиця 1.1 Характеристика електродвигуна

Потужність N, кВт

Частота обертання хв-1

ТпускТном

ТмаксТном

КПД, %

Cos φ

15

3000

1,4

2,2

88,0

0,91



1.1.2 Визначення обертаючих моментів на валах і кінематичні розрахунки

Знайдемо передаточне відношення ланцюгової передачі за формулою:

Uланц.=nдвn1 (1.5)

де nдв- частота обертів електродвигуна;

n1 - частота обертання бистрохідного валу.

Uланц.=30001719=1,75

Знайдемо загальне передаточне відношення за формулою:

Uзаг=Uланц.∙Uред (1.6)

де Uланц.- передаточне відношення ланцюгової передачі;

Uред - передаточне відношення редуктора.

Uзаг=1,75∙4,5=7,8

Визначимо кутову швидкість обертання швидкохідного валу за формулою:

ω1=n1∙π30; (1.7)

де n1 - частота обертання швидкохідного валу.

ω1=1719∙3,1430=180 радсек

Визначимо кутову швидкість обертання валу електродвигуна за формулою:

ωдв=nдв∙π30 (1.8)



де nдв - частота обертання валу електродвигуна.

ωдв=3000∙3,1430=314 радсек

Визначаємо обертаючі моменти на валах.

На валу електродвигуна визначається за формулою:

Tдв=Pдв∙103ωдв; (1.9)

де Pдв- потужність електродвигуна;

ωдв - кутова швидкість обертання валу електродвигуна.

Tдв=30∙103314 =95,5 H∙м

На швидкохідному валу за формулою:

Т1дв.∙ Uланц∙ ηл.п. (1.10)

де Тдв. – крутний момент електродвигуна;

Uланц - передаточне відношення ланцюгової передачі;

ηл.п - коефіцієнт корисної дії ланцюгової передачі.

Т1=95,5∙1,75∙0,95=158,8 Н∙м

1.2 Розрахунок зубчастої передачі

1.2.1 Вибір матеріалу деталі

Спираючись на умови роботи механізму, обираємо матеріал для виготовлення сателіта сталь 40Х як найбільш поширену в будівництві редукторов. Вона призначається для виготовлення осей, валів, плунжерів, штоків, колінчастих і кулачкових валів, а також кілець, шпинделів, рейок, зубчастих вінців, зубчастих коліс, болтів, півосей, втулок та інших деталей підвищеної міцності. Хімічний склад сталі 40Х наведено в таблиці 1.2, а основні механічні властивості в таблиці 1.3[1].



Таблиця 1.2 - Хімічний склад сталі 40Х

Кремній (Si)

Мідь (Cu), не більше

Мар-ганець (Mn)

Нікель (Ni), не більше

Фосфор (P), не більше

Хром (Cr)

Сірка (S), не більше

0.17-0.37

0.30

0.50-0.80

0.30

0.035

0.80-1.10

0.035

Таблиця 1.3- Механічні властивості в залежності від перетину

Перетин, мм

σ0,2, МПа

σ B, МПа

σ 5, %

σ , %

KCU, Дж/м2

HB

Гарт 840-860 °С, вода, масло. Відпуск 580-650 °С, вода, повітря.

301-500

345

590

14

38

49

174-217

Обираємо термообробку для колеса – поліпшення, а для шестерні гарт в ТВЧ, основні параметри термообробки наведено в таблиці 1.4[1].

Таблиця 1.4 – Термообробка сталі 40Х

Матеріал

Деталь

Вид термообробки

Твердість







HBср серцевини

HBср

поверхні

Сталь 40Х

колесо

поліпшення

269

285

950

700

шестерня

поліпшення та гартування ТВЧ

300

438

850

550


1.2.2. Визначення допустимих контактних напружень і напружень згину

Визначаємо числа циклів зміни навантажень зубців шестерні та сателіта.

Кількість годин роботи на добу t=14 годин.

Кількість днів експлуатації на рік D=300 днів.

Експлуатація приводу р=5 років.

Визначимо число циклів змін навантаження зубців на шестерні за формулою:

N1=60∙n1∙LH (1.12)

де n1 – число обертів бистрохідного валу;



LH довговічність зубчатої передачі, що знаходиться за формулою:

LH =t∙D∙p (1.13)

де t - кількість годин роботи на добу;

D - кількість днів експлуатації на рік;

p - експлуатація приводу.

LH =14∙300∙5= 21000 год

N1=60∙1719∙21000= 2165,94∙106 циклів

Число циклів змін навантаження для колеса:

N2= 6038221000= 481,32∙106 циклів

Розраховуємо базові числа циклів навантажень :

а)при розрахунку на контактну міцність:

для шестерні:

NH01=(HBср)3 (1.14)

NH01=(438) 3=84∙106циклів;

для колеса:

NH02=(HBср)3 (1.15)

NH02=(285)3= 23∙106циклів

б)при розрахунку на згин:

NF0=4∙106циклів

Визначаємо допустимі контактні напруження для колеса:

σн2=0,9∙σнlimb2Sн∙KHL2; (1.16)

де σнlimb2=2HB+70=2∙285+70=640 МПа;

Sн - допустимий коефіцієнт безпечності;

KHL2 – коефіцієнт довговічності колеса;

Sн=1,1;

Коефіцієнт довговічності за контактними напруженнями для колеса:

KHL2=6NH02N2≤KHLMAX (1.17)



KHL2=623∙106481,32∙106≤KHLMAX

Так як значення 23∙106481,32∙106<1, приймаємо KHL2=1.

σн2=0,9∙6401,1∙1=523,64 МПа;

Визначаємо допустимі контактні напруження для шестерні:

σн1=0,9∙σнlimb1Sн∙KHL1; (1.18)

де ��н limb1=2HB+70=2∙438+70=946 МПа;

Sн – допустимий коефіцієнт безпечності;

KHL1 – коефіцієнт довговічності шестерні;

Sн=1,1;

Коефіцієнт довговічності за контактними напруженнями для шестерні:

KHL1= 6NH01N1≤KHLMAX (1.19)

KHL1=684∙1062165,94∙106≤KHLMAX

Так як значення 84∙1062165,94∙106<1, приймаємо KHL1=1.

σн1=0,9∙9461,1∙1=774 МПа

Визначаємо допустимі напруження згину для шестерні:

σF1=σFlimb1SF∙KFL1; (1.20)

де SF - запас міцності;

σFlimb1 – границя згинної міцності для шестерні;

KFL1 - коефіцієнт довговічності;

SF=1,8;

σFlimb1=2HB1+260=2∙438+260=1136 МПа;

Коефіцієнт довговічності при розрахунку на згин для кожної з деталей розраховується за формулою:



KFL1,2=3NF01N1,2=≤KFLMAX (1.21)

Знайдемо значення довговічності на згин для шестерні:

KFL1=34∙1062165,94∙106;

Так як значення 4∙1062165,94∙106<1, тому приймаємо KFL1=1.

σF1=11361,8∙1=631 МПа;

Визначаємо допустимі контактні напруження для колеса:

σF2=σFlimb2SF∙KFL2∙Yа; (1.22)

де Yа – коефіцієнт, який враховує двостороннє прикладення навантаження;

Yа = 0,65 (для поліпшених сталей);

σFlimb2 - границя згинної міцності для колеса:

σFlimb2=2HB2+260=2∙285+260=830 МПа

KFL2=34∙106481,32∙106;

Так як значення 4∙106481,32∙106<1, тому приймаємо KFL2=1.

σF2=8301,8∙1∙0,65=299,65 МПа

1.2.3 Розрахунок міжосьової відстані

Знаходимо попереднє значення міжосьової відстані:

aw`=К(u+1)∙3T1u; (1.23)

де К- коефіцієнт що залежить від твердості поверхні;

T1крутний момент на швидкісному валу;

uпередаточне відношення редуктора;

Спираючись на твердість поверхні зубів обираємо: К =10;

aw`=10∙4,5+1∙3158,8 4,5=180,4 мм;



Визначаємо окружну швидкість за формулою:

v=2∙π∙aw`∙n16∙104(u+1); (1.24)

де aw` - попереднє значення міжосьової відстані;

u передаточне відношення редуктора;

n1 – число обертів бистрохідного валу.

v=2∙3,14 ∙180,4∙17196∙104(4,5+1)=5,9 мс;

Степінь точності зубчатої передачі за табличними даними при v=5,9 мс дорівнює 8-й – передачі заниженої точності.

aw≥450∙(u+1)∙3Т1∙KH∙кωψba∙u∙nωσн2 (1.25)

де ψba- коефіцієнт ширини вінця колеса;

ψba=0,4[1];

uпередаточне відношення редуктора;

T1крутний момент на швидкісному валу;

σн – допустимі контактні напруження;

nω – кількість сателітів;

nω = 3;

кW – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між сателітами;

кW=1,1[1];

Кн- коефіцієнт навантаження;

KH=KHv∙KHβ∙KHa (1.26)

де KHv – коефіцієнт, який враховує внутрішню динаміку вантаження;

KHβ – коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, і знаходиться за формулою;

KHβ=1+(KHβ0-1)KHw; (1.27)

де KHw – коефіцієнт, який враховує приробітку зубів, та залежить від окружної швидкості;



KHw=11;

KHβ0 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи;

Для вибору значення коефіцієнта KHβ0 з табличних даних, потрібно визначити коефіцієнт ψbd за формулою:

ψbd=0,5ψba(u+1) (1.28)

де ψba- коефіцієнт ширини зубчатого вінця колеса;

uпередаточне відношення редуктора;

ψbd=0,5∙0,44,5+1=1,1

Тоді KHβ0=1,02.

KHβ=1+1,02-1∙1=1,02;

KHa- коефіцієнт, що знаходиться за формулою:

KHa=1+(KHa0-1)KHw; (1.29)

де KHa0 - початкове значення коефіцієнта розподілу навантаження між зубами та визначається за формулою:

KHa0=1+0,06(nст-5) (1.30)

де nст- степінь точності;

KHa0=1+0,068-5=1,18

KHa=1+1,18-1∙1=1,18

Обираємо KHv=1,28 за табличних даних [1].

KH=1,28 ∙1,02∙1,18=1,54

aw=450∙1+4,5∙3158,8∙1,54∙1,10,4∙4,5∙3∙523,642=140 мм


1.2.4 Розрахунок параметрів передачі

Підбираємо число зубів коліс.

Щоб не було підрізання ніжки зуба ведучої центральної шестерні, число її зубів повинно бути z1≥12.Для твердості НВ≤350 приймаємо z1=241.

Підбір чисел зубів інших коліс приймають з умов співосності, сусідства та збірки.

Кількість зубів колеса з внутрішнім зубом:

z3=z1(u-1) (1.31)

де u – передаточне відношення редуктора;

z1 – кількість зубів центральної шестерні;

z3=244,5-1=84

Кількість зубів сателіта:

z2=0,5z3-z1 (1.32)

де z1 - кількість зубів центральної шестерні;

z3 – кількість зубів на колесі з внутрішніми зубцями

z2=0,584-24=30

Для знаходження кутів зачеплення передачі, визначаємо коефіцієнти В12.

В1=1000x1+x21z1+z21 (1.33)

де x1 – коефіцієнт зміщення шестерні;

x1 = 0,618;

x21 – коефіцієнт зміщення сателіта;

x21=0,965;

В1=10000,618+0,96524+30=29,3

В2=1000x22+x3z3+z2 (1.34)

де x22 – коефіцієнт зміщення сателіта;

x22 = 0,807

x3 – коефіцієнт зміщення колеса з внутрішнім зубом;

x3 =2,038

В2=10000,807+2,03884+30=24,96

З монограми [1] знаходимо кути зачеплення.

Кут зовнішнього зачеплення:

α1=26°33'

Кут внутрішнього зачеплення:

α2=25°47'

Перевіряємо передачу на співвісність:

z1+z2cosα1=z3-z2cosα2 (1.35)

де z1 – кількість зубів центральної шестерні;

z2 – кількість зубів сателіта;

z3 – кількість зубів колеса;

α1, α2 – кути зачеплення.

24+30cos26°33'=84-30cos25°47'

48,3 = 48,3

Умова виконується.

Умова збірки:

z1nω=γ (1.36)

де z1 – кількість зубів центральної шестерні;

nω – кількість сателітів;

γ – ціле число.

243=8

Умова виконується.

z3nω=γ (1.37)

де z3 – кількість зубів колеса з внутрішнім зубом;

nω – кількість сателітів;

γ – ціле число.

843=28

Умова виконується.

Знаходимо модуль зачеплення.

m=2aω/(z2+z1) (1.38)

де аω – міжцентрова відстань;

z1 – кількість зубів центральної шестерні;

z2 – кількість зубів сателіта.

m=2∙14030+24=5,37мм

Приймаємо m = 5 мм.

Уточнюємо міжосьову відстань:

aω=mz2+z12 (1.39)

де z1 – кількість зубів центральної шестерні;

z2 – кількість зубів сателіта;

m – модуль зачеплення.

aω=530+242 =140 мм

Отже остаточно приймаємо aω=140 мм

Розраховуємо ширину коліс та шестерні та приймаємо найближчі стандартні значення по ГОСТ 6636-69.

Ширина колеса с внутрішнім зубом:

b3=ψba∙aω (1.40)

де ψba – коефіцієнт ширини вінця колеса;

aω – міжосьова відстань;

b3=0,4∙140=56 мм

Ширина вінця сателіта:

b2=2÷4+b3 (1.41)

де b3 – ширина вінця з внутрішнім зубом.

b2=2÷4+56=58÷60 мм



Приймаємо b2 = 60 мм

Ширина вінця центральної шестерні:

b1=1,1∙b2 (1.42)

де b2 – ширина вінця сателіта.

b1=1,1∙60=66 мм

Приймаємо b1 = 67 мм

Розраховуємо ділильні діаметри.

Ділильний діаметр шестерні:

d1=z1∙m (1.43)

де z1 – кількість зубів центральної шестерні;

m – модуль зачеплення.

d1=24∙5=120 мм

Ділильний діаметр сателіта:

d2=2aω-d1 (1.44)

де aω – міжосьова відстань;

d1 – ділильний діаметр шестерні.

d2=2∙140-120=160 мм

Ділильний діаметр колеса з внутрішнім зачепленням:

d3=2aω+d2 (1.45)

де aω – міжосьова відстань;

d2 – ділильний діаметр сателіта.

d3=2∙140+160=440 мм

Визначаємо діаметри виступів та западин сателіта.

Діаметр виступів сателіта:

da2=d2+2,5m (1.46)

де d2 – ділильний діаметр сателіта;

m – модуль зачеплення;

da2=160+2,5∙5=172,5 мм

Діаметр западин сателіта:



df2=d2-2m (1.47)

де d2 – ділильний діаметр сателіта;

m – модуль зачеплення;

x21 – коефіцієнт зміщення сателіта.

df2=160-2∙5=150 мм

Розраховуємо сили зачеплення.

Для шестерні окружна сила буде дорівнювати:

Ft1=2∙103∙T1d1 (1.48)

де Т1 - крутний момент на швидкісному валу;

d1 – ділильний діаметр шестерні.
Ft1=2∙103∙158,8120=2646,7 Н

Радіальна сила на шестерні:

Fr1=Ft∙tgα1 (1.49)

де Ft1 – окружна сила на шестерні;

α1 – кут зачеплення між шестернею та сателітом.

Fr1=2646,7∙tg26°33'=1322,48 Н

Для сателіта окружна сила дорівнює:

Ft2=2∙103∙T2d2 (1.49)

де Т2 - крутний момент на тихохідному валу;

d2 – ділильний діаметр сателіта.

Ft2=2∙103∙679160=8487,5 Н

Радіальна сила на сателіті:

Fr2=Ft2∙tgα1 (1.50)

де Ft2 – окружна сила на сателіті;

α1 – кут зачеплення між шестернею та сателітом.

Fr2=8487,5∙tg26°33'=4240,96 Н
1.2.5 Перевірка зубів коліс по напруженням згину та контактним напруженням

Розрахункове значення контактного напруження:

σн=Zσaω∙KнТ1u+13b2∙u≤σн (1.51)

де zσ = 9600МПа;

Кн - коефіцієнт навантаження;

Т1 - крутний момент на швидкісному валу;

u – передаточне відношення;

b2 – ширина вінця сателіта;

аω – міжцентрова відстань.

σн=9600140∙10-3∙1,54∙158,8∙4,5+1360∙10-3∙4,5=266 МПа

266 МПа<523,64 МПа

Умова виконується.

Перевіряємо зубці по напруженням згину.

Розрахункове напруження згину на зубцях сателіта:

σF2=KFFt2b2mYFS2YβYε≤σF2 (1.52)

де Ft2 – окружна сила сателіта;

b2 – ширина вінця сателіта;

m – модуль зачеплення;

YFS2 – коефіцієнт, який враховує форму зуба і концентрацію напружень;

YFS2=3,4 [1];

Yβ – коефіцієнт,який враховує кут нахилу зуба;

Yβ=1;

Yε – коефіцієнт, який враховує перекриття зубів;

Yε =1;



KF – коефіцієнт навантаження при розрахунку напруження згину;

KF=KFvKFβKFα (1.53)

де KFV – коефіцієнт, який враховує внутрішню динаміку навантаження;

KFV = 1,48;

K – коефіцієнт, який враховує похибку виготовлення шестерні та колеса на розподіл навантаження між зубцями;

KFα=KHα0 (1.54)

де KHa0 - початкове значення коефіцієнта розподілу навантаження між зубами.

KFα=1,18

K – коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення напруження зубців по ширині зубчастого вінця;

KFβ=0,18+0,82KHβ0 (1.55)

де KHβ0 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи;

KFβ=0,18+0,82∙1,02=1,02

KF=1,48∙1,02∙1,18=1,78
σF2=1,78∙8487,560∙10-3∙5∙10-3∙3,4∙1∙1=158 МПа

158 МПа 299 МПа

Умова виконується.

1.3 Розрахунок параметрів деталі

1.3.1 Ескізна компоновка вузла сателіта

Метою ескізної компоновки вала є визначення відстані між опорами та серединою сателіта для подальшого розрахунку на кручення та згин.

Приймаємо відстань між сателітом та опорою x = 15 мм, довжину опори 20 мм

Отже орієнтовно довжина вала між опорами буде дорівнювати:



L'=B2+x+b2+x+В2 (1.56)

де х – відстань між сателітом та опорою;

b2 – ширина вінця сателіта;

В – довжина опори.

L'=202+15+60+15+202=110 мм
Ескізна компоновка вузла сателіта наведена на рисунку 1.
Рисунок 1.1 - Ескізна компоновка вузла сателіта


1.3.2 Проектний розрахунок валу вузла сателіта

Метою проектного розрахунку вала є розрахунок на спільну дію згину та кручення. Вихідні дані для цього розрахунку – сили зубчастого зачеплення, які було розраховано в п.1.2.4.

Складаємо розрахункову схему вала, в якій він у вигляді балки на двох опорах, та проставляємо зусилля, які навантажують балку, їх величини, напрямки та плечі.

Розрахункову схему розглядаємо у двох площинах: вертикальній та горизонтальній.

Визначаємо реакції опор у вертикальній площині:

Ma=0 (1.57)

Rбx=Rax=Ft22 (1.58)

Rбx=Rax=8487,52=4243,6 Н

Визначаємо реакції опор у горизонтальній площині:

Ma=0 (1.59)

Rбy=Ray=Fr22 (1.60)

Rбy=Ray=4240,962=2120,5 Н

Розраховуємо момент згину у вертикальній площині:

Mx= Rбx∙l (1.61)

де l – відстань між опорою та серединою вінця сателіта.

Mx= 4243,6∙0,55=2334 Н∙м

Розраховуємо момент згину у горизонтальній площині та будуємо його епюру:

My= Rбy∙l (1.62)

де l – відстань між опорою та серединою вінця сателіта.

My= 2120,5∙0,55=1166,3 Н∙м

Визначаємо сумарний момент згину:



M=Mx2+My2 (1.63)

M=23342+1166,32=2609 Н∙м

Епюри моментів наведено в рисунку 1.2
Рисунок 1.2 – Епюри моментів на валу

По моменту згину визначаємо діаметр вала в небезпечному перетині:

d=3М0,1∙σF (1.65)



де М – момент згину;

F] = 50 МПа.

d=32609∙1030,1∙50=40,25мм

Приймаємо d=45 мм

1.4 Конструювання деталі, яка проектується

Назначаємо параметри сателіта, для визначення яких потрібно знати параметри підшипника, на який сателіт буде насаджуватись.

Для зменшення концентрації навантаження требо, щоб сателіти само встановлювалися по нерухомому центральному колесу. Для цього обираємо радіальні сферичні шарикопідшипники. За довідковими даними приймаємо шарикопідшипник радіальний двохрядний сферичний 1309. Діаметр посадки на вал d = 45мм; зовнішній діаметр D = 100мм; ширина В = 25мм

Отже внутрішній діаметр сателіта dс = 100мм

На торцях зубчатого вінця виконують фаски:

f=0,5÷0,6m (1.66)

де m – модуль зачеплення.

f=0,5÷0,6∙5=2,5÷3 мм

Приймаємо f = 2,5х450 мм

Острі кромки на торцях маточини також притупляють фасками. Приймаємо f = 2х450 мм [1].

Назначаємо граничні відхилення розмірів та допуски розташування поверхонь для деталі – сателіт.

Найбільш точна поверхня – отвір під підшипник діаметром 100 мм. Назначаємо допуск на цей розмір за 6-им квалітетом - 100G6. Допуск на розміри довжини вінця та діаметру виступів зубів приймаємо за 11-им квалітетом – 60h11 та 172,5h11. Усі інші розміри не вимагають високої точності, тому приймаємо: невказані граничні відхили валів - h14, отворів– Н14 (ГОСТ 25670-83)[1].



Саму кращу шорсткість має отвір під підшипник та робочі поверхні зубців. Приймаємо шорсткість цих поверхонь Ra2,5. Шорсткість торців сателіта – Ra3,2. На інші поверхні назначаємо Rz6,3.

Допуск на перпендикулярність торців приймаємо 30 мкм в залежності від класу точності та величини розмірів [1].

Допуск циліндричності поверхні під посадку назначаємо, щоб зменшити концентрацію контактних напружень.

Тцил≈0,5∙t (1.67)

де t – допуск розміру поверхні.

Тцил=0,5∙22=11мкм


Скачать файл (882.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru