Смекни!
smekni.com

Проект централізованого технічного обслуговування маршрутних транспортних засобів на базі філії "ТЕМП-АВТО" відкритого акціонерного товариства "РІВНЕ-АВТО" (стр. 11 из 19)

.

На основі цієї формули отримаємо:

.

Число зубів коліс передачі вибирається таким чином, щоб виконувались наступні умови:

– співосності Z1+ 2Z2= Z3;

– складання (Z1+ Z3)/C=ціле число;

– сусідства Z2+2<(Z1+ Z3) sin (р/C),

де С – число сателітів.

В результаті спільного рішення даних рівнянь знаходять Z1, Z2, Z3.


Рис. 2.8. Схема планетарної передачі типу 2К-Н

Передачі 2К-Н мають постійний момент на виході, добре забезпечують реверс, мають мінімальну віброактивність. Оптимальний діапазон передаточних відношень і=2,7…8 при ККД 0,96…0,98 [1].

2.6 Розрахунок планетарної передачі

Спеціального методу розрахунку планетарних передач на міцність ще нема. Розрахунок ведеться по тим самим методам, що і простих передач, але з врахуванням особливостей планетарних передач.

На вихідному валу гайковерта потрібно мати момент, рівний 60Нм=6

, для затягування різьб М10. Число обертів вихідного вала за хвилину
об/хв.

Термін експлуатації гайковерта – 2000 годин.

Гайковерт реверсивний, працює в постійному режимі.

1. Визначення передаточного числа і характеристики планетарного ряду k. Приймемо число обертів пневмодвигуна рівне 1360 об/хв і визначимо передаточне відношення планетарної передачі:

.

Виразимо передаточне відношення через величину

з основного рівняння кінематики:
, але
;

;

.

2. Визначення коефіцієнта корисної дії.

;
;

.

Це видно і з виразу передаточного відношення

, де з збільшенням
збільшується
.Отже х= +1, тоді прийнявши
([3] с. 131), отримаємо:
.

Це означає, що ККД планетарної передачі вище ККД простої передачі з тим самим числом полюсів, хоча передаточне число планетарної передачі на одиницю більше.

3. Визначення споживаної потужності:

4. Визначаємо число зубів коліс.

а) Розглядаємо менше зубчасте колесо.

З умови співосності:

маємо
, поділивши на
отримаємо:
.

Якщо k>3, як в нашому випадку, то меншим колесом буде сонячне.

б) Число зубів сонячного колеса визначимо з умов складання:

;
,

де С – число сателітів.

При будь-якому числі

, що кратне 5, отримаємо ціле число зубів, але це число не повинно бути менше мінімального числа зубів по умовах непідрізання і бути недопустимо більшим по умовам виготовлення і збереження мінімальних габаритів. Крім того, це число повинно забезпечувати ціле число зубів сателітів, яке отримаємо з умов співосності при незмінному значенні k.

Приймаючи послідовно значення

, рівні 30, 35, 40, 45, 50, отримаємо
рівне 18, 21, 24, 27, 30. Але числа зубів
рівні 21 і 27 не забезпечують цілого числа зубів сателітів:

.

Таким чином, залишаються числа зубів сонячного колеса, рівні 18, 24, 30, 36, 42.

в) Числа зубів на інших колесах:

72 (96, 120, 144, 168);

27 (36, 45, 54, 63).

5. Визначення моментів.

а) Момент на ведучому валу:

.

б) Момент на веденому валу:

.

в) Момент на епіциклічному колесі:

, або

.

Далі потрібно визначити найбільш навантажений полюс, але для розглядуваної схеми, коли зусилля в полюсах рівні, зрозуміло, що при однакових матеріалах в гірших умовах знаходиться сонячне колесо, так як число зубів його менше, а число циклів навантажень більше. Хоча зуби сателітів в такій схемі планетарного механізму працюють на згин з знакоперемінними навантаженнями навіть при постійному напрямку обертання, так як в зачепленні з сонячним і епіциклічним колесами зуб працює різними сторонами, але реверс гайковерта згладжує цю особливість роботи сателітів.

6. Відносні числа обертів.

Сонячне колесо:

об/хв.

Епіцикл:

об/хв.

Сателіт:

об/хв.

7. Визначення міжосьової відстані коліс.

Міжосьова відстань коліс планетарної передачі визначається з умови витривалості по контактним напругам при зупиненому водилі, тобто так само, як і для простої передачі.

Ця відстань може бути визначена в залежності від обертового зусилля, крутного моменту, або потужності.

Вихідною являється формула Герца-Бєляєва:

,

де

– зусилля, що припадає на одиницю довжини контакту;

– приведений модуль першого роду;

– приведений радіус кривизни в точці контакту.

Величини цих параметрів визначаються з умов:

,

де

– розрахункова обертова сила, момент і потужність;

([3] с. 134), так як обидва колеса виготовлені з сталі;

,

де

– радіуси шестерні і колеса;

– кут зачеплення;

– ширина колеса.

Підставляючи в вихідну формулу і розв’язуючи відносно міжосьової відстані

, отримаємо:

,

де

.

Будемо рахувати по моменту на сонячному колесі:

,

де

– відповідно коефіцієнти динамічності і концентрації навантаження;

– коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження між сателітами.

Приймаємо для фланкірованих зубів

([3] с. 135).

При симетричному розміщенні колеса відносно опор

([3] с. 135).

При плаваючих центральних колесах

([3] с. 135).

Тоді отримаємо: