Файл: Минобрнауки россии федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Балтийский государственный технический университет военмех.docx

(71)

(72)

(73)

Сумма сил по оси Y:

(74)

(75)

(76)
Наименьшие диаметры валов для шестерни (d_b1)_amin и колеса (d_b2)_gmin из условия прочности определены как:

(77)

(78)

Где:

– момент, нагружающий шестерню в передаче «a-g»;

– момент, нагружающий шестерню в передаче «g-b»;

= (0,0025–0,03)* – допускаемое напряжение на кручении;

Причем:

(79)

(80)
Для учета требований по ограничению упругого «мертвого хода» механизма и для кинематических передач определяется номинальный диаметр вала из условия жесткости при кручении:

(81)

(82)

Где:

– допускаемый угол закручивания вала (0,02–0,03);

– предельная прочность для материала вала (800–1000).

Определение диаметра консольной части вала:

(83)


Диаметр фланцев вала под подшипники качения:

(84)

(85)

По ГОСТ 831–75 выбираем подшипники по размеру посадочного вала:

---

Для - 1036902 ГОСТ 831–75 [15];

Для - 1036904 ГОСТ 831–75.

Минимальный диаметр вала для осей сателлитов из условия прочности:

(86)

(87)

Выбираем , подшипник 1036901 ГОСТ 831–75.
КПД планетарной передачи

КПД планетарной передачи определяется:

(88)

где - коэффициент потерь механизма при неподвижном водиле;

(89)

Где:

– коэффициент потерь в зацеплениях «a-g» , «g-b»;

– коэффициент потерь в подшипниках.

Учет потерь в зацеплениях:

(90)

(91)

(92)

(93)

Где:

коэффициент трения в зацеплении;

– коэффициент трения скольжения в контакте:

(94)

(95)

– частота вращения вала шестерни;

– диаметр начальной окружности шестерни.

Учет потерь в подшипниках определяется:

(96)

(97)

(98)

Где:

и

---

– внутренние диаметры подшипников;

(99)

– радиальная нагрузка на подшипник.
Таблица 7 – параметры первого планетарного редуктора

Параметры модуля	Значение
Передаточное отношение планетарной передачи	5
Передаточное отношение ступени a-g	2
Передаточное отношение ступени g-b	2
Число зубьев шестерни «а»	26
Число зубьев колеса «b»	104
Число зубьев колеса «g»	39
(контактн. прочность)	9,875 мм
(контактн. прочность)	9,875 мм
(при изгибе)	11,2611 мм
(при изгибе)	12,8908мм
Диаметр делительной окружности колеса «а»	26 мм
Диаметр делительной окружности колеса «b»	104 мм
Диаметр делительной окружности колеса «g»	39 мм
Модуль передачи	1
Диаметр начальной окружности колеса «а»	26 мм
Диаметр начальной окружности колеса «b»	104 мм
Диаметр начальной окружности колеса «g»	39 мм
Диаметр окружности вершины колеса «а»	28 мм
Диаметр окружности вершины колеса «b»	105,5 мм
Диаметр окружности вершины колеса «g»	41 мм
Диаметр окружности впадины колеса «а»	27,5 мм
Диаметр окружности впадины колеса «b»	105,5 мм
Диаметр окружности впадины колеса «g»	40,5 мм
Межосевое расстояние зубчатых колес	32,5 мм
Коэффициент потерь механизма при неподвижном водиле	0,0262
Коэффициент потерь в зацеплении «a-g»	0,0046
Коэффициент потерь в зацеплении «g-b»	0,0025
Коэффициент потерь в зацеплении	0,0072
Коэффициент потерь в подшипниках	0,00061
КПД планетарной передачи	0,979

---

4. 1   2   3   4   5   6   7   8   9   10

---

Расчёт второго планетарного редуктора

Произведем расчет первого планетарного редуктора для привода 5 звена:

Передаточное отношение двух ступеней «a-g», «g-b»





Число зубьев шестерни из условия прочности



Где:



Тогда:



Расчет зубьев сателлита «g» и внутреннего колеса «b»:

Число зубьев «b»:



Число зубьев «g»:



Проверим передаточное отношение планетарного механизма:



Проверка условия сборки колес:



– число сателлитов (2…5)

Так как было получено целое число, то условие выполняется. Следовательно, принимаем и .

Определим минимальные диаметры шестерни:

По условию обеспечения контактной прочности зуба:



где:

– предел прочности выбранной стали 45 В48, равное 480 Мпа;

коэффициент наклона зубьев;

– коэффициент ширины зубчатого венца шестерни.







По условию обеспечения прочности зубьев при изгибе:

---