Планетарная коробка перемены передач

РПЗ по ПКП.docx

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМ. Н.Э.БАУМАНА
Расчетно-пояснительная записка
“Планетарная коробка перемены передач”
Студент (Черняев В.С.) Группа СМ9-103
Руководитель проекта (Харитонов С.А.)
Определение основных размеров коробки передач .3
1.Определение диаметров валов коробки передач ..3
2.Определение геометрических параметров зубчатых
Силовой расчет коробки передач .10
1.Выбор материала и термообработки зубчатых колес .10
Расчёт осей сателлитов планетарных рядов 12
Расчет фрикционных дисковых элементов управления 14
Расчет шлицевых соединений ..17
Выбор жидкости для АКПП ..19
Список использованной литературы 20
Определение основных размеров коробки передач
Все расчеты были проведены в программной среде MathCAD 14. В данной записке приведена общая методика и результаты расчетов в таблицах.
1.Определение диаметров валов коробки передач
Особенность расчета валов основных звеньев планетарной коробки передач заключается в том что в идеальном случае за счет симметричного расположения сателлитов валы этих звеньев полностью разгружены от радиальных нагрузок. К основным звеньям планетарного механизма относятся водила малые и большие зубчатые колеса.
Таким образом валы основных звеньев в планетарных коробках передач работают только на кручение и напряжения возникающие в них под действием передаваемого крутящего момента Mкр.
Wp – полярный момент сопротивления полого вала м3:
– для сплошного сечения вала и
– для полого вала где
D – внешний диаметр вала;
d – внутренний диаметр вала.
– допускаемые напряжения при кручении:
из углеродистой стали =150 – 230 МПа;
из хромоникелевых сталей =250 – 400 МПа.
При проектном расчете определяется требуемое значение момента сопротивления кручению поперечного сечения вала:
Или с использованием зависимости для определения Wp:
Результаты расчетов с учетом выбранной конструкции приведены в Таблице 1.1.1.
Таблица 1.1.1. Результаты расчета диаметров валов
Момент на участке (макс) Нм
Касательные напряжения
Полученные результаты обеспечивают требуемую прочность однако размеры соответствующих участков валов не являются минимальными а определяются конструкцией коробки передач.
В данном пункте пояснительной записки производится подбор геометрических параметров зубчатого зацепление. Правильный расчет обеспечивает возможность дальнейших расчетов – расчетов на контактную и изгибную выносливости – а также показывает возможность сборки планетарных рядов.
При выборе чисел зубьев шестерен входящих в состав планетарного механизма следует руководствоваться выполнением четырех условий:
условия не подрезания зубьев.
Помимо отмеченных выше факторов следует иметь в виду что для улучшения динамических характеристик быстроходных передач следует:
избегать вариантов при которых числа зубьев сцепляющихся колес имели хотя бы один общий множитель;
не выбирать варианты в которых число зубьев малого или большого центрального колеса кратно количеству сателлитов.
Методика расчета основных геометрических параметров зубчатого зацепления сводится к следующим пунктам:
вводятся исходные данные: числа зубьев шестерни z1 и колеса модуль зубчатых колес m; угол наклона зубьев ; угол главного профиля α; коэффициенты: высоты головки зуба ha ножки зуба hf радиального зазора в паре исходных контуров c* радиуса кривизны переходной кривой ρf граничной высоты hl глубины захода зубьев в паре исходных контуров h коэффициенты смещения шестерни
проверка выбранных коэффициентов смещения по блокировочным контурам при неудовлетворительных результатах – выбор производится заново;
производится выбор угла наклона зубьев;
определяется степень кинематической точности зубчатых колес;
производится расчет геометрии зубчатой передачи:
определение межосевого расстояния по формуле:
где знак «+» берется для внешнего а знак «–» – для внутреннего зацепления;
определение коэффициента суммы (разности) смещений по формуле:
Определение угла профиля αt по формуле:
Определение угла зацепления α tw по формулам:
а) для внешнего зацепления:
б) для внутреннего зацепления:
где invα = tgα – α и величину угла по известному значению Уточнение межосевого расстояния по формуле:
Определение делительных диаметров по формуле:
Определение передаточного отношения по формуле:
Определение начального диаметра по формулам:
где знак плюс берется для внешнего зацепления а минус – для внутреннего зацепления.
Определение коэффициента воспринимаемого смещения по формуле:
Определение коэффициента уравнительного смещения по формулам:
Определение диаметров вершин зубьев по формулам:
Определение диаметров впадин зубьев по формулам:
Определение основного диаметра по формуле:
Определение угла профиля зуба в точке окружности вершин по формуле:
Определение шага зацепления по формуле:
Определение осевого шага (для косозубых передач) по формуле:
Определение коэффициентов торцевого перекрытия соответственно шестерни и колеса по формуле:
Определение коэффициента торцевого перекрытия по формулам:
Для прямозубых передач рекомендуется α ≥ 12 а для косозубых
Определение коэффициента осевого перекрытия по формуле:
= 0 для прямозубой передачи;
передачи; рекомендуется
Определение коэффициента перекрытия по формуле:
Определение основного угла наклона b из соотношения:
Определение эквивалентного числа зубьев по формуле:
Определение окружной скорости в зацеплении по формуле:
где d1 – мм и n1 – обмин;
производится проверка подрезания заострения и интерференции внешних зубьев зубчатых колес (определение минимальных и максимальных коэффициентов смещения а также минимального числа зубьев шестерни и колеса);
производится расчет номинальных размеров для определения положения разноименных профилей зубьев (определение постоянной хорды sc и высоты до постоянной хорды sc);
рассматривается необходимость и вид модификации головки зуба.
Подробно методика расчета приведена в приложении. Результаты расчетов для каждого планетарного ряда представлены в Таблице 1.2.1.
Таблица 1.2.1. Результаты расчетов геометрии зубчатых колес
Номер планетарного ряда
Угол главного профиля
Коэффициент высоты головки
Коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров
Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой
Коэффициент смещения мм
Ширина зубчатого венца мм
Делительное межосевое расстояние мм
Межосевое расстояние мм
Делительные диаметры мм
Передаточное отношение
Начальные диаметры мм
Диаметры вершин зубьев мм
Диаметры впадин зубьев мм
Основной диаметр зубьев мм
Угол профиля зуба в точке окружности вершин град
Коэффициенты торцевого перекрытия
Коэффициент торцевого перекрытия
Коэффициент перекрытия
Максимальная окружная скорость в зацеплении мс
Эквивалентное число зубьев
СИЛОВОЙ РАСЧЕТ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
1.Выбор материала и термообработки зубчатых колес
Для изготовления всех зубчатых колес выбирается сталь 20ХГР термообратботка – цементация. Для расчетов принимается твердость поверхности 62 HRC шлифование поверхностей зубьев применяется.
2.Расчет зубчатых колес на контактную и изгибную
Методика расчета заключается в поверочном расчете на прочность. В ходе него производится расчет на контактную и изгибную выносливости при действии среднего и максимального моментов. Подробно методика расчетов приведена в приложении.
Результаты расчетов для первого второго и третьего планетарных рядов приведены соответственно в Таблицах 2.2.1. 2.2.2. 2.2.3. и 2.2.4.
Таблица 2.2.1.. Сравнение расчетных (действующих) контактных напряжений с допускаемыми.
Расчетные контактные напряжения Мпа
Допускаемые контактные напряжения Мпа
гтДопускаемые контактные напряжения Мпа
Таблица 2.2.2. Сравнение расчетных (действующих) контактных напряжений при действии максимальной нагрузки с допускаемыми.
При максимальном моменте
Таблица 2.2.3. Сравнение расчетных (действующих) изгибных напряжений с допускаемыми.
Расчетные изгибные напряжения Мпа
Допускаемые изгибные напряжения Мпа
Таблица 2.2.4. Сравнение расчетных (действующих) изгибных напряжений при действии максимальной нагрузки с допускаемыми.
Расчёт осей сателлитов планетарных рядов.
Особое внимание при расчете элементов планетарного ряда необходимо обратить на оси сателлитов поскольку эти элементы являются одними из самых нагруженных деталей планетарного ряда. При этом следует иметь в виду что схема нагружения осей сателлитов во многом определяется типом планетарного ряда.
На оси сателлитов действуют следующие силы: окружные Р радиальные осевые.
Радиальные силы взаимно компенсируются силами от центральных колес а осевые нагрузки равны нулю так как передача прямозубая.
В планетарных механизмах оси сателлитов нагружаются также центробежными силами которые при значительной угловой скорости водила могут превысить нагрузку от усилий в зацеплении. Вектор центробежной силы для сателлитов лежит в плоскости действия радиальных составляющих и прикладывается в центре тяжести сателлита.
Величина центробежной силы Рц [Н] определяется по известной зависимости
где mст – масса сателлита кг;
вод - частота вращения водила с-1;
Rсат – радиус на котором расположены оси сателлитов.
Таким образом нетрудно заметить что силы Р и Рц взаимно перпендикулярны следовательно суммарная нагрузка:
Окружная сила во всех зацеплениях планетарного ряда имеет постоянное значение (в случае пренебрежения силами трения) которое может быть вычислено по формуле:
где – момент на МЦК планетарного ряда Нм;
– делительный диаметр солнечной шестерни; мм
- количество сателлитов планетарного ряда;
Поскольку оси в отличие от валов не передают крутящий момент а воспринимают только поперечные нагрузки то их рассчитывают на изгиб.
При расчете на изгиб напряжения возникающие в поперечном сечении оси определяются по формуле:
где – изгибающий момент действующий в рассматриваемом поперечном сечении оси;
[и] – допускаемое напряжение изгиба для осей из хромоникелевых сталей [и]=(250-400) МПа;
– момент сопротивления изгибу поперечного сечения для осей c отверстиями:
Так как все сателлиты расположены на середине длины своих осей максимальный изгибающий момент будет действовать в среднем сечении:
где – расстояние между опорами оси.
Ниже в таблице 6.1 приведены исходные данные для расчетов осей сателлитов планетарных рядов и расчетное (минимальное) значение диаметров осей.
Таблица 3.1. Результаты расчетов осей сателлитов на изгиб
Расчет фрикционных дисковых элементов управления
В планетарных а также в некоторых коробках передач с неподвижными осями для переключения передач используются фрикционные узлы (блокировочные муфты тормоза и обгонные муфты) с помощью которых осуществляется полная блокировка и остановка звеньев.
Опыт проектирования и эксплуатации фрикционных узлов позволяет сформулировать ряд требований которым они должны удовлетворять для обеспечения требуемой работоспособности и долговечности:
Блокировочные муфты и тормоза должны надежно обеспечивать передачу расчетного момента. В противном случае возникает скольжение которое приводит к их перегреву и быстрому выходу из строя. Для этого максимальная величина момента трения возникающего во фрикционном элементе должна быть выше расчетной на некоторую величину называемую коэффициентом запаса.
Фрикционные узлы должны обладать чистотой выключения. Это требование обеспечивается:
достаточным ходом нажимного диска или концов тормозной ленты что создает необходимый зазор между трущимися поверхностями в выключенном состоянии элемента управления;
соблюдением допускаемых напряжений смятия в шлицевых соединениях фрикционных дисков с ведущими и ведомыми барабанами; в противном случае на шлицах появятся вмятины которые будут препятствовать свободному перемещению дисков в осевом направлении;
Должен быть организован хороший теплоотвод от элементов трения так как их работа сопровождается выделением большого количества тепла. Перегрев трущихся деталей приводит к их короблению усадке и загрязнению масла;
Силы нормального давления между трущимися поверхностями должны уравновешиваться внутри фрикционного узла и не должны передаваться на подшипники валов.
В предлагаемой конструкции используем пары трения сталь-материал на целлюлозной основе: max = 014 min = 011 [q] = 30 (МПа)
Исходным условием для расчета блокировочных муфт и тормозов коробок передач является величина номинального момента Мн который должен передавать фрикционный элемент. Расчетный момент определяется на основании анализа кинематической схемы трансмиссии при условии что двигатель развивает максимальный момент. Для надежной работы фрикцион должен быть рассчитан на момент превышающий расчетный:
где - коэффициент запаса фрикциона при трении в масле: =12 - 15. Принимаем 13.
Рассмотрим расчетную схему фрикционного узла. Диски трения сжимаются силой Р которая создается поршнем. Момент с ведущих деталей на ведомые передается за счет сил трения между сжатыми дисками.
Удельное давление на диски будем считать равномерно распределенным по всей фактической площади контакта дисков
где RСР – средний радиус поверхности трения диска;
b – ширина поверхности трения диска;
λ – коэффициент учитывающий уменьшение площади поверхности трения диска из-за наличия канавок.
Тогда давление на поверхности трения
Элементарный момент трения определяется выражением
где z - число пар трения;
- коэффициент трения;
r - текущий радиус.
Интегрируя это выражение получаем
где RН и RВ - соответственно наружный и внутренний радиусы поверхности трения;
Тогда число пар трения:
Осевое усилие сжатие фрикционных пакетов дисков без учета возвратной пружины:
Сила действия поршня:
Сила Р является исходным параметром для расчета площади поршня:
где рМ - давление масла в системе управления;
РПР - усилие возвратных пружин.
Из практики проектирования дисковых фрикционных элементов управления планетарных коробок передач известно что усилие возвратных пружин составляет приблизительно 20% от осевого усилия сжатия пакета фрикционных дисков Р. Давление в системе управления составляет 1 – 15 мПа.
p = 1.5 (МПа) РПР = 02 P.
При проектировании дисковых фрикционных элементов управления осевое усилие Р ограничивается только лишь допускаемым удельным давлением q на поверхности трения и рассчитывается по формуле
Результаты вычислений и исходные данные для вышеуказанного расчета приведены в таблице 4.
Таблица 4.1. Результаты расчета фрикционных дисков.
Расчет шлицевых соединений.
При расчете соединения на смятие определяется среднее напряжение на рабочих поверхностях шлицов и сравнивается с допускаемыми:
где [ СМ ] - допускаемые средние напряжения при расчете на смятие мПа;
МКР - расчетный крутящий момент (наибольший из длительно действующих моментов) Нм;
R - делительный радиус соединения мм:
z – количество шлицев;
f – коэффициент высоты профиля зуба мм
D – внешний диаметр шлицев мм
Df – диаметр впадин зубьев мм
l - рабочая длина шлицов мм.
Таблица 5.1. Результаты расчета эвольвентных шлицевых соединений.
Соединение муфт 6-7 и входного вала
Выбор жидкости для АКПП
Теоретически для зубчатых колес и подшипников при циркуляционной системе смазки наилучшими являются чисто нефтяные масла максимальной вязкости. На практике во многих случаях приходится использовать масла сравнительно не высокой вязкости повышая их несущую способность введением антизадирных присадок. Выбор вязкости нефтяных масел для смазки стальных зубчатых колес рекомендуется производить по графику представленному на рис. 6.1.
Рис.6.1. График для определения требуемой вязкости масла
Где параметр х определяется:
где HVC- твердость по Виккерсу зубьев более мягкого из цепляющих колес;
СН – коэффициент контактных напряжений в полюсе зацепления;
v – окружная скорость.
Поскольку автоматические коробки передач включают в себя несколько совершенно разных узлов - гидротрансформатор шестеренчатую коробку передач сложную систему управления - спектр функций масла очень велик: оно смазывает охлаждает защищает от коррозии и износа передает момент и обеспечивает фрикционное сцепление. Средняя температура жидкости в картере автоматической коробки передач составляет 80-90ºС. В большинстве автомобилей с АКПП используется жидкость типа DEXR0N - DEXR0N II DEXR0N III и т.п. Эти жидкости в полной мере удовлетворяют перечисленным требованиям.
Список использованной литературы
Харитонов С.А. "Пособие по расчету планетарной коробки передач"
П.Ф. Дунаев О.П. Леликов. “Конструирование узлов и деталей машин” М.: Высшая школа 2000.
В.И. Анурьев. “Справочник конструктора машиностроителя” М.: Машиностроение 1992.
В.Н. Кудрявцев «Планетарные передачи. Справочник» М.: Машиностроение 1977.

КППКП.dwg

МГТУ им.Баумана Группа СМ 9-103
Планетарная коробка перемены передач
Кинематическая схема ПКПП
Размеры для справок.
План угловых скоростей