Планетарный мотор редуктор расчет

Содержание
  1. Планетарный мотор редуктор расчет
  2. Планетарные редукторы
  3. Устройство планетарного редуктора
  4. Как выбрать планетарный редуктор
  5. Расчет планетарного редуктора
  6. Обзор механизмов с центральными колесами и водилом. Методика кинематического расчета. Расчет зубчатого зацепления на прочность. Геометрическое определение и конструирование планетарных передач. Нахождение усилий в зацеплении. Подбор подшипников сателлита.
  7. Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
  8. об/мин.
  9. Относительная угловая скорость сателлита:
  10. об/мин.
  11. 2. Определение КПД передачи и вращающих моментов
  12. 2.1 Определение КПД
  13. Принимаем для всех опор подшипники качения. КПД=0,99. Для двух ступеней передачи (с внешним и внутренним зацеплением) при остановленном водиле
  14. з13 ( H ) =0,98*0,99=0,970
  15. КПД планетарной передачи:
  16. K F L — коэффициент долговечности:
  17. 3.2 Определяем межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом
  18. Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния 6, с.3

Планетарный мотор редуктор расчет

1. Подбор электродвигателя по заданной мощности. При проектировании редукторов общего назначения с горизонтальным расположением осей колес выбор электродвигателя и назначение других параметров редуктора следует делать по ГОСТ 21355-75 и ГОСТ 21356-75.

2. Определение передаточного отношения и числа ступеней редуктора. (Ниже дается порядок расчета одной ступени редуктора.)

3. Ориентировочное определение диаметра корончатого колеса для удобства стыковки корпуса редуктора с фланцевым электродвигателем (для многоступенчатого редуктора — корончатого колеса последней ступени).

4. Выбор числа зубьев корончатого колеса и модуля передачи. Ориентировочно для

5. Определение чисел зубьев солнечного колеса и сателлитов (см. табл. 10.3), КПД редуктора. Выбор числа сателлитов, проверка условий собираемости.

6. Выбор материала колес и назначение твердости рабочих поверхностей, определение допускаемых напряжений.

7. Определение ширины колес из условий контактной и изгибной прочности зубьев.

8. Силовой расчет. Определение нагрузок, действующих на подшипники сателлитов.

9. Подбор подшипников качения или расчет подшипников скольжения сателлитов. Определение места установки подшипников (в расточке сателлита или в щеках водила).

10. Окончательное определение ширины колес (наибольшее из трех полученных значений: из условия контактной и изгибной прочности или из условия размещения подшипников в расточке сателлита).

Источник

Планетарные редукторы

Планетарные редукторы представляют собой чрезвычайно востребованные механизмы, широко применяющиеся в станко- и машиностроении, являющиеся важными элементами систем автоматизации и машиностроения, различного электроинструмента. Основной задачей планетарного редуктора, как и любого другого, является передача крутящего момента от двигателя приводу с одновременным снижением скорости вращения валов и увеличением крутящего момента. Основным отличием планетарного редуктора от прочих типов редукторов (червячных, цилиндрических и т.д.) является его особое устройство, по принципу схожее с движением планет вокруг Солнца в Солнечной системе. Собственно, именно благодаря данной особенности редукторы такого типа получили название планетарных.

Устройство планетарного редуктора

Принцип действия планетарного редуктора основан на вращении шестеренок, среди которых есть сателлиты, а также солнечная и коронная шестерни. Солнечная шестерня в планетарной передаче находится в центре, а шестерни-сателлиты, объединённые водилом, вращаются вокруг неё. Коронная шестерня располагается снаружи сателлитов.

— В одноступенчатой планетарной передаче один из видов шестерней – это могут быть как солнечная или коронная шестерня, так и водило сателлитов – умеет жёсткое закрепление и является звеном, передающим усилие.

— В многоступенчатом планетарном редукторе жесткое закрепление могут иметь несколько видов шестерней.

— Закрепление элемента в планетарном редукторе может быть как жёстким, так и дифференциальным. Второй способ закрепления даёт редуктору возможность самостоятельного изменения вращений, происходящих благодаря усилиям, прилагающимся к валам.

Рассмотрим принцип работы планетарной передачи с жёстко закреплённой коронной шестерней. В данном случае крутящий момент от входного вала подаётся на солнечную шестерню, которая, в свою очередь, передаёт вращение сателлитам, а те, проходя по коронной шестерне, вращают водило. Крутящий момент выходному валу в таком случае передаётся водилом.

Особенность устройства механизма такого типа позволяет выделить основные преимущества планетарного редуктора, среди которых:

— низкий уровень шума;
— плавность хода;
— отличный КПД, достигающий 97%;
— небольшой вес;
— малые габариты, обеспечивающиеся расположением шестерней на одной оси и в непосредственной близости друг от друга;
— длительный срок службы, обеспечивающийся маленькой нагрузкой на зубья благодаря их большому числу;
— большое передаточное число – благодаря сниженной нагрузке на зубья и большому количеству шестерней, имеющих разный размер.

Как выбрать планетарный редуктор

Планетарные редукторы могут иметь различное конструктивное исполнение. Перед тем, как выбрать конкретную модель, очень важно чётко определить условия, в которых будет эксплуатироваться механизм и рассчитать параметры нагрузок, которые будут приходиться на агрегат. Решив купить планетарный редуктор, обратите внимание на такие параметры, как:

— количество ступеней;
— положение валов (может быть вертикальным или горизонтальным);
— тип подшипников на валу (скольжения или качения);
— предельные значения нагрузок (консольных и осевых);
— климатическое исполнение, максимальный и минимальный порог допустимых температур;
— габаритные и присоединительные размеры.

Читайте также:  Государственная регистрация подвесных лодочных моторов

Для некоторых случаев имеет смысл приобрести планетарный мотор-редуктор: планетарный редуктор с электродвигателем. Купить планетарный редуктор, планетарный мотор-редуктор и любые сопутствующие товары, а ещё – получить профессиональную консультацию по выбору подходящего агрегата можно на сайте торгового дома Степмотор.

Источник

Расчет планетарного редуктора

Обзор механизмов с центральными колесами и водилом. Методика кинематического расчета. Расчет зубчатого зацепления на прочность. Геометрическое определение и конструирование планетарных передач. Нахождение усилий в зацеплении. Подбор подшипников сателлита.

Рубрика Физика и энергетика
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 10.01.2015
Размер файла 614,0 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА

Планетарным зубчатым называют механизм, содержащий зубчатые колеса с перемещающимися осями, именуемые сателлитами.

Передача (рис.1) состоит из центрального колеса с наружными зубьями (солнечной шестерни) (1), центрального колеса с внутренними зубьями (3), водила (H) и сателлитов (2). Сателлиты устанавливаются в водило H, ось вращения которого называется основной.

Для краткого обозначения планетарных механизмов широко используются классификационные формулы, в которых указывается число и вид основных звеньев.

Механизмы 2А-h (рис. 1) это планетарные механизмы с одновенцовыми сателлитами, у которых в качестве основных звеньев имеются два центральных колеса и водило.

Рис.1. Кинематическая схема планетарного редуктора: 1- центральное колесо с наружными зубьями; 2- сателлитов; 3- центральное колесо с внутренними зубьями; Н — водило

Спроектировать планетарный редуктор по схеме, показанной на рис. 1.

Момент на выходном валу редуктора Т = 260 н*м.

Передаточное отношение редуктора iр = i1H (3) = 6.

Угловая скорость ведущего вала щ1 = 230 рад/с.

Режим работы — средний нормальный, время работы передачи- t = 10000 ч.

Уравнение для определения числа зубьев редуктора

где — z1 число зубьев солнечной шестерни;

z2-число зубьев сателлитов;

z3— число зубьев центрального колеса с внутренними зубьями;

nw -число сателлитов;

Принимаем число сателлитов nW = 3, что должно обеспечить получение компактной конструкции и равномерность распределения нагрузки по сателлитам.

i1H (3) — передаточное отношение редуктора.

Обозначение передаточного отношения, связывающего относительные угловые скорости двух звеньев, имеет три индекса: два внизу, соответствующие обозначениям этих звеньев (первый из них относится к звену, угловая скорость которого в числителе), и один вверху, соответствующий звену, относительно которого взяты угловые скорости. Например, запись i1H (3) означает передаточное отношение между звеньями 1(центральным колесом с наружными зубьями) и H (водилом) в движении относительно колеса 3 (центральным колесом с наружными зубьями), которое неподвижно. Передаточное отношение имеет знак плюс, если направления вращения связываемых им звеньев совпадают.

При i1H (3) = 6 уравнение для определения числа зубьев редуктора будет выглядеть

Числа зубьев колес выражаем через z1 — число зубьев центрального колеса:

Подбором (учитывая при этом, что должно соблюдаться неравенство z117) находим, что z1, z4 и г будут целыми числами при

При проектировании планетарных передач следует соблюдать три условия собираемости:

1. Условие соосности валов центральных колес. Для этого в передачах, выполненных без смещения производящего контура, число зубьев колес должно удовлетворять условию

В передачах со смещением производящего исходного контура условие соосности проверяют равенством межосевых расстояний колес:

где Аw12 -межосевое расстояние между сателлитом 2 и солнечным колесом 1;

Аw23 -межосевое расстояние между сателлитом 2 и корончатым колесом 3.

Для этого сумма чисел зубьев колес 3(корончатого) и 1(солнечного) должна быть кратна числу сателлитов:

где nw-число сателлитов; — целое число.

3. Условие соседства. Необходимо, чтобы соседние сателлиты не задевали при вращении зубьями друг друга:

1.2.2 Условие соосности (числа зубьев сателлитов):

1.2.3 Условие сборки:

1.2.4 Условие соседства:

z4sin(180 о / nw) — z2[1 + sin(180 о / nw)] = 90 sin60 -36(sin60 +1)= 10,77>2.

При исследовании кинематики планетарных передач широко используют метод остановки водила- метод Виллиса. Всей планетарной передаче мысленно сообщается вращение с частотой вращения водила, но в обратном направлении. При этом водило как бы затормаживается, а все другие звенья освобождаются. Получаем так называемый обращенный механизм, представляющий собой простую передачу, в которой движение передается от 1 к 3 через паразитные колеса 2:

Угловая скорость водила (абсолютная):

Угловая скорость солнечного колеса в относительном движении:

Передаточное отношение между солнечным колесом и сателлитом в относительном движении (при остановленном водиле):

Частота вращения солнечного колеса:

Частота вращения сателлита:

об/мин.


Относительная угловая скорость сателлита:


об/мин.


2. Определение КПД передачи и вращающих моментов


2.1 Определение КПД


Принимаем для всех опор подшипники качения. КПД=0,99. Для двух ступеней передачи (с внешним и внутренним зацеплением) при остановленном водиле


з13 ( H ) =0,98*0,99=0,970


КПД планетарной передачи:

КПД редуктора с учетом потерь в двух парах подшипников, для каждой из которых зn = 0,99,

3.1.1 Выбор материала

Используя рекомендации работ 1, 3, выбираем для солнечной шестерни и сателлитов сталь 40 ХН, термообработка улучшение. Их механические характеристики определяем по табл. 5. При предполагаемых диаметрах заготовки до 120 мм твердость поверхности зуба и для солнечной шестерни, и для сателлита 270 НВ.

Читайте также:  Колесо с мотором arduino

3.1.2 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения 3, с. 5

где j = 1 для солнечной шестерни и j = 2 для сателлита,

уHlim bj — предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки [14, табл. 6]

Предел контактной выносливости:

SH — коэффициент безопасности.

SH = 1,1 для колес с однородной структурой материала,

SH = 1,2 при поверхностном упрочнении зубьев 4, табл. 2,5.

Для солнечной шестерни и сателлита SH1 = SH2 =1,1.

KHLj — коэффициент долговечности:

_________

KHLj = 6 N jно / Nне j 1, 4, с. 38

где Nне j — эквивалентное число циклов напряжений;

Nно j — базовое число циклов, определяемое в зависимости от твердости (по Бринелю или Роквеллу),

Nно = 30(НВ) 2,4 340 (HRC) 3.15 + 8*10 6 .

При HRC 56 принимают Nно = 1,2 * 10 8 .

Nно1=Nно2 = 30 (HВ2ср ) 2,4 = 30*270 2,4 = 2,05*10 7 .

Величина Nне j определяется по формуле:

Nне j = N j * К не ,

где К не — коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному, определяется в зависимости от заданного режима работы 3, табл. 4 К не = 0,18;

N j = суммарное число циклов напряжений:

Для сателлита:

NHe2= NУ2* KHe =5,01*10 8 *0,18=9,02*10 7 .

принимаем для солнечной шестерни КHL1 = 1,

для сателлита КHL2 =1

Определяем:

В случае расчета прямозубых передач допускаемое контактное напряжение уHP принимается равным уHPj min , т.е. минимальному из двух значений, вычисленных по формуле (1)

Окончательно принимаем уHP=550 МПа.

3.1.3 Допускаемые напряжения изгиба

Из-за конструктивных трудностей, связанных с осевыми силами косозубые зубчатые колеса в планетарных передачах не используют. Поэтому мы будем рассматривать расчет только прямозубых колес.

Допускаемые напряжения изгиба 3, с. 18

где уFlim b — предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки [11 табл. 4] 3, с.16;

S F — коэффициент безопасности, S F = 1,65 S F `,

где S F ` — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковок и штамповок S F `= 1),

K F L — коэффициент долговечности:

NFе — эквивалентное число циклов напряжений:

где KFej — коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному.

K F С — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При нереверсивной (односторонней) нагрузке 3, с. 15 K F С = 1 . При реверсивной симметричной нагрузке:

где г F С — коэффициент, учитывающий влияние химико-термической обработки.

В соответствии с [11 табл. 13] и для солнечной шестерни и для сателлита:

Определяем уFPj по формуле (2).

3.2 Определяем межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом


Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния 6, с.3

где BA — коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, который выбирают из единого ряда, рекомендованного ГОСТ 2185-66 [11, табл. 3] , принимаем шВА=0,25;

n w -приведенное число сателлитов (с учетом неравномерности распределения нагрузки между ними), n w = nw -0,7=3-0,7=2,3;

u-передаточное число, отношение числа зубьев большего колеса рассчитываемой пары (в нашем случае сателлита) к меньшему (в нашем случае солнечной шестерни) u2=z2/z1= 36/18= 2.

HР -допускаемое контактное напряжение, уНР=550 МПа;

KH — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

коэффициент ширины венца по диаметру

По [11, табл. 8] определяем, что при НВ 2 + cos )

еб = 095 — 16 * (1/ 36 + 1/ 90) * (cos 2 0 + cos 0) = 1,776

Zе = ( 4 — 1,776 ) / 3 = 0,861

Определяем коэффициент нагрузки

где Кн б — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач Кн б = 1

КH , -коэффициент концентрации нагрузки, определяем по [11, табл.8]

Шbd = b/d = 20/54 = 0,37

Для передачи с симметричным расположением колес по отношению к опорам при НВ ° =729,5 tg20° = 265,5 Н.

Рис.1 Силы в планетарной передаче

7. Конструирование планетарных передач

Следует назначать нечетное число сателлитов для лучшего уравновешивания сил в зацеплении.

Для равномерного распределения нагрузки между сателлитами силовых многопоточных передач одно или оба центральных колеса делают самоустанавливающимися (плавающими). Самоустановка достигается применением зубчатых муфт, соединяющих солнечные колеса с ведущим валом или водилом предыдущей ступени, а корончатые колеса с корпусом или замыкающей передачей.

Самоустановка также может достигаться применением гибких элементов, например установкой сателлита на гибкой оси.

Для равномерного распределения нагрузки между сателлитами возможен и другой путь — жесткая установка всех деталей передачи при условии высокой точности их изготовления и монтажа.

Выбираем последний вариант конструкции.

Для получения наименьших габаритов редуктора принимаем следующую конструктивную схему редуктора на рис. 2 и основных его деталей:

а) оси сателлитов крепим в водиле неподвижно, а подшипники устанавливаем в сателлитах;

Читайте также:  Схема мотора печки е34

б) водило выполняем за одно целое с ведомым валом; подшипники устанавливаем в корпусе;

в) солнечное колесо выполняем заодно с ведущим валом; подшипники устанавливаем в водиле;

г) корончатое колесо запрессовываем в корпус редуктора;

д) корпус редуктора выполняем неразъемным с одной крышкой.

Рис.2. Конструктивная схема редуктора

В относительном движении ось сателлита нагружена постоянной силой РН2.

При симметричном расположении сателлита относительно водила эта сила действует в середине пролета оси. Принимая зазор между солнечным колесом и водилом Д 2= 2,5 мм, находим длину пролета:

При скользящей посадке в водиле ось можно рассчитывать как балку на двух опорах с пролетом l = l = 30 мм. При малой длине оси оба подшипника станут почти вплотную, и можно считать, что ось будет нагружена по всему пролету равномерно распределенной нагрузкой интенсивностью q = P/l, (рис 3). Изгибающий момент в опасном сечении (в середине пролета)

Рис. 3. Схема нагружения оси сателлита

Принимаем для оси сталь 45 нормализованную с уТ = 300 МПа; учитывая значительные толчки, берем повышенный коэффициент запаса [nT] = 2,5; при этом

Требуемый диаметр оси:

Окончательно диаметр оси будет установлен при подборе подшипников.

При трех сателлитах силы, действующие в зацеплении центральных колес, взаимно уравновешиваются, и при установке на выходном конце вала муфты ведущий вал работает только на кручение. Принимая допускаемое напряжение кручения [?]к = 40 МПа, находим диаметр выходного конца быстроходного вала:

Диаметр выходного конца вала принимаем 20 мм.

Диаметр вала под уплотнение dБу =22 мм, диаметр под подшипник dБn =25мм.

Ведомый вал — вал водила — при трех сателлитах также работает только на кручение. При тех же допускаемых напряжениях диаметр выходного конца тихоходного вала:

Выходной конец тихоходного вала делаем с прямобочными шлицами средней серии по ГОСТ 1139 — 78; z х d х D = 8 х 32 х 36 (b = 6 мм). Диаметр под уплотнение dTy = 40мм, диаметр под подшипник — не менее 45мм.

В сателлите устанавливаем два подшипника. Радиальная нагрузка на каждый подшипник:

R = P / 2 = 1459/2 = 729,5 н.

Осевая сила на валу Fа1 =0.

Эквивалентная нагрузка в опоре 6, с.212:

где Ку — коэффициент безопасности 6, с. 214

Кт — температурный коэффициент 6, с.214.

V- коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается. В данном случае вращается наружное кольцо, поэтому V=1,2;

Х- — коэффициент перед радиальной составляющей нагрузки в подшипнике;

Y- — коэффициент перед осевой составляющей нагрузки в подшипнике.

В связи с тем, что осевая составляющая нагрузки в подшипнике отсутствует, X=1, Y=0.

Учитывая значительные толчки, принимаем Ку = 1,8

Учитывая, что рабочая температура меньше 100 С принимаем КT = 1.

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

Расчетная долговечность, млн. об.:

Расчетная долговечность, ч.:

Заданный срок службы редуктора 10000 ч., следовательно, Lh= 10000 ч. Таким образом, требуемая динамическая грузоподъемность подшипника:

Наибольший допустимый диаметр наружного кольца подшипника из условия его размещения в сателлите:

По каталогу подбираем подшипник, имеющий наименьшую ширину при С10360 н, d D = 7,74 мм и D 3

где Т — крутящий момент, передаваемый валом, Т = 45,3 Нм;

d — диаметр вала в месте установки шпонки, d = 20мм;

lp — рабочая длина шпонки:

l р = l шп — b = 28 — 6 = 22 мм.

12.2 Расчет шлицевого соединения на выходном конце тихоходного вала

Проверку шлицевых соединений выполняют на смятие:

где Т — расчетный крутящий момент, Т = 230000 Н*мм;

SF-удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей шлицевого соединения относительно оси вала, SF = 163 мм 3 /мм [11 табл. 16];

lT — рабочая длина шлицевого соединения, мм.

где n- коэффициент запаса прочности; для незакаленных рабочих поверхностей n=1,25.

На выходном конце тихоходного вала используем шлицевое соединение 8 х 32 х 36.

Материал вала сталь 40Х, термообработка — улучшение, ут = 690 МПа [11табл. 5]

Длину рабочей части выходного конца тихоходного вала принимаем

lT = 1,5D = 1,5*36 = 54 мм.

13. Смазывание планетарных передач

В планетарных передачах применяют два способа смазывания: окунанием колес в масляную ванну и циркуляционный.

Первый способ применяется при условии, что окружная скорость сателлитов в месте зацепления с корончатым колесом

где H — угловая скорость водила, 35 рад/с;

d3 — диаметр корончатого колеса, 270 мм.

Объем масляной ванны в пределах 0,3-0,5 л на 1 квт передаваемой мощности.

При V 3 м/с смазывание подшипников качения сателлитов и центральных колес обеспечивается разбрызгиванием масла. При меньших значениях V для смазывания подшипников применяют пластичные смазочные материалы, закладываемые при сборке в полости подшипников, в которые устанавливают мазеудерживающие шайбы.

Циркуляционную систему смазывания применяют в редукторах большой мощности, где смазывание окунанием не обеспечивает подвод масла к трущимся поверхностям. В системе смазывания устанавливают в редукторе масляный насос, фильтры, редукционный клапан, холодильник и измерительные приборы.

В связи с тем, что у нас V=Hd3/2000=35*270/2000 = 4,7 м/с

Источник

Поделиться с друзьями