D_L_Kurs_1 (538377), страница 22
Текст из файла (страница 22)
9.2, а) А=0,2Т, й„, (9.11) где с(.— делительный диаметр зубьев шестерни (рис. 9.3); для тихоходного ведомого вала (рис. 9.2, б, в) А= 0,1 Т„~а, (9.12) где ҄— -момент на выходном валу-водиле, Т„=Тгитй а— межосевое расстояние передачи. На всех схемах сила Ä— консольная нагрузка от муфты, которую принимают по рекомендациям, приведенным в гл. 15.
Наиболее нагружены подшипники сателлитов. Требуемую динамическую грузоподъемность С„, этих подшипников вычисляют по формуле С =А ° 1 Ьа 'с'2. (9.1 3) Ак= РА„КкКг †эквивалентн нагрузка, К= 1,2 (относительно радиальной нагрузки вращаешься наружное кольцо); а„— обобщенный коэффициент (см. 9 2 гл. 6, для шарикоподшипников сферических двухрядных а з =0,5...0,6, для роликоподшипников сферических двухрядных азз = 0,3...0,4); и,'=п„— п„и г„— относительная частота вращения и число зубьев центральной ведущей шестерни; Цс,„— требуемая долговечность подшипника, ч; з,— число зубьев сателлита; 152 Рис.
9.3 р= 3 для шариковых и р= 3,33 для роликовых подшипников; А„ †радиальн реакция опоры, Н. На рис. 9.3 приведена наиболее распространенная конструкция планетарного редуктора, выполненного по схеме рис. 9.1, а, Здесь размеры некоторых деталей определяют по формулам: Ь„=(0,2...0,3)И„' с~„>т1.+бт; 5=2,5тл+2, где ю — модуль зацепления 1мм). При изготовлении деталей возникают погрешности, которые приводят к неравномерности нагрузки между потоками.
Для компенсации этих погрешностей одно из центральных колес делают самоустанавливающимся, плавающим. В конструкции по рис. 9.3 плавающим является центральная ведущая шестерня. В радиальном направлении эта шестерня самоустанавливается по сателлитам. В осевом направлении шестерня фиксируется с одной стороны торцом штыря 1, а с другой — зубчатой муфтой 2.
На рис. 9.3 ведущий быстроходный вал установлен на шариковых радиальных подшипниках с упорными кольцами. 153 Рис. 9.4 Подшипники установлены по схеме «врастяжку». Это решение конструктивно наиболее простое. Однако возможны и другие исполнения этого вала. Некоторые из них представлены на рис.
9.4, а — г. Во всех вариантах подшипники располагают один от другого на расстоянии Ь=(2,0...2,2)а. Концы валов могут выполняться по любому из вариантов, приведенных на рис. 12.1...12.8. Ведущий быстроходный вал получает движение от электродвигателя через соединительную муфту, установленную на конический или цилиндрический выступающий конец вала. При конструировании мотор-редуктора зубчатую муфту соединяют с шестерней, установленной на валу фланцевого электродвигателя, как показано на рис. 9.5. 154 Рис. 9.5 Чтобы сателлиты самоустанавливались по неподвижному центральному колесу, необходимо применять сферические шариковые подшипники.
При большой радиальной нагрузке вместо шариковых применяют роликовые сферические подшипники (рис. 9.6). Тихоходный вал редуктора выполняют литым из высокопрочного чу- Рис. 9.6 Рис. 9.7 гуна марки ВЧ50-2 или ВЧ60-2 зацело с водилом (см. рис. 9.3) или при единичном и мелкосерийном выпуске соединяют с водилом сваркой (рис. 9.7, а), посадкой с натягом (рис. 9.7, 6), шпоночным (рис. 9.7, в) или шлицевым соединением (рис.
9.7, г). Подбор посадки производят по методике, описанной в гл. 5, ~3. Водила выполняют целыми литыми из стали или из высокопрочного чугуна, как показано на рис. 9.3, сварными по рис. 9.8 или составными, скрепленными шестью винтами и тремя штифтами (рис. 9.9). Диски сварного водила обычно выполняют круглыми. Возможно также выполнение в виде равностороннего треугольника. На рис. 9.8 в правой проекции на верхней правой части показан вариант такого исполнения. В конструкциях водил, приведенных на рис. 9.3, 9.8 и 9.9, оси сателлитов имеют по две опоры. В последнее время все чаще водила конструируют с одной консольной опорой для осей сателлитов.
На рис. 9.10 приведена конструкция планетарного редуктора с консольными осями сателлитов. 155 Рис 9.8 По рис. 9.10, а привод осуществляют через соединительную муфту, а по рис. 9.10, б — непосредственно от вала фланцевого электродвигателя. Пример. Рассчитать и сконструировать мотор-редуктор с планетарной передачей (рис. 9.11) по следующим данным: мощность электродвигателя Р,=7,5 кВт, частота вращения п,=1445 об/мин. Передаточное число и„„=10.
Срок работы 1.„=10 000 ч. Производство крупносериййое. Колеса прямозубые. Данный пример относится к 3-му случаю исходных данных. Частота вращения выходного вала л,„,=ц=144 об/мин. Вращающие моменты: на валу электродвигателя (1.20) 4-А Рис. 9.9 156 Рис. 9.10 Т, = Т, =-9550Р,(п, = 9550 7,5/1445 =49,6 Н м: на выходном валу (1.24) Тт=тви„,т)„,=49,6 10 0,96=476 Н м. По рекомендации примем число зубьев ведущей шестерни «а» (см. рис, 9.1) ',=!8.
Тогда по формуле (9.2) числа зубьев других колес (см. рис. 9.1): неподвижного колеса «Ь> с внутренними зубьями г« = г,(и — 1) = 18(10 — 1) = 162; сателлитов «8» г, = 0,5 (г, — г,) = = 0,5 (162 — ! 8) = 72. Примем для колес сталь марки 40 ХН с термообработкой по П1 варианту, т. е, колеса и шестерни подвергаются термообработке улучшением, с последующей поверхностной закалкой с нагревом ТВЧ. Твердость Рис.
9.11 157 сердцевины 269...302 НВ, поверхности 48...53 НВС. Средняя твердость колес НКС,р — — 0,5(48+ 53) = 50,5 или после перевода в твердость по Брнннелю НВ =490. База испытаний (2.2) колес: х7 =НВ Р=490'=1,176 10". При расчете на изгиб 7Уге=4 10 . Предварительно определим относительные частоты вращения колес (см. гл.
9): центральной шестерни п. '= п, — п„= 1445 — 144 = 1301 об1мин; водила и'„=п,г,(г,=!445 18/72=361 об1мин. Число перемейы напряжений: зубьев ведущей центральной шестерни (9.6) Ф', =60п.'У.„С= 60 1301 10 000 3 = 2,34.109; зубьев сателлитов !11', =60п'„Т.„ =60 361 . 10 000=2,166 . 10~. Так как Х.' и Ю,' болыпе Уле, то коэффициенты долговечности К„,=1 й Кгь=1. По формуле табл.
2.2 находим допускаемые напряжения: Ы)л=Юно=14 НКС,+70=14 50,5+170=877 Н)мм'; !ой = ~о~8, = 310 Н/мм'. Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно следует определить значение некоторых коэффициентов. Коэффициент межосевого расстояния К,=49,5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами примем Ко=1,2. Примем коэффициент ширины колеса ф, = 0,315. Передаточное число и' = г /г.
= 721'18 = 4. Коэффициент ширины Ч74 — — 0,53)1,(и'+ 1) = 0,5 0,315 (4+ 1) = 0,787. По формуле (2.9) коэффициент концентрации нагрузки Кп8 —— 1+2Ф„1о =! + 2 0,78718 = 1,2. Число сателлитов С= 3. Предварительное межосевое расстояние по формуле (9.8) ~Г2 1 2 49 б !Оз х1 сф,и'(а)1< ' ~/ 3 0,315 4'877 Ширина колеса Ь =41,а' =0,315 72=22 мм. Предварительное значение диаметра шестерни Ы1 =2а' 1(и'+1)=2 721(4+1)=28,8 мм. Модуль передачи т'=И',/г,=28,8/18=1,6 мм. Округляем до ближайшего стандартного значения т=1,75 мм. Окончательные размеры колес. Делительные диаметры (2.23): И,=г.п7= 18 . 1,75 = 31,5 мм, гl =г.7п= 72 1,75 = 126 мм; И, = г,т = 162 1,75 = 283,5 мм. Диаметры окружностей вершин Ы, и впадин Ы (2.24): Ы,„=Ы.+2п7=31,5+2 1,75=35 мм; Ы„т = Ы, — 2,5т = 31,5 — 2,5 1,75 = 27,125 мм; 158 г(,.=й+2т=126+2 1,75=129,5 мм; Ы„-= =г(,— 2,5т=126 — 2,5 1,75=121,625 мм; й„=г7,+2т= =283,5+2.1,75=287 мм, йы —— й,— 2,5т=283,5 — 2,5 1,75=279,125 мм.
Окончательное значение межосевого расстояния передачи а„=0,5т(г,+г,)=0,5 1,75(18+72)=78,75 мм. Условие соседства оценивают по формуле (9.9) а„з1п!80'1С>0,5Ы„' 78,75а)п180 1'3=68,1995 мм; 0,5И„=б,5 129,5=64,75 мм. Условие соседства выполняется. Пригодность заготовок колес .0„„=а'„+6 мм=35+6=41 мм, о„,=0,5Ьг=0,5 22=11 мм. Обе величины значительно меньше предельных допускаемых величин.
Окружная сила (9.10) Г, =- 2Кс ТДСг7,) = 2 1,2 49,6 1О'~(3 31,5) = 1259 Н. Радиальная сила (2.25) Р„=Г,18и=1259 0,364=458 Н. После этого надо проверить зубья колес по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. Предварительно приходится определять значения ряда коэффициентов. Окружная скорость шестерни У=Ы,л,'160 000=3,14 31,5 1301160 000=2,14 м1с. По табл. 2.4 степень точности передачи 8. Коэффициент К „=1 (колеса прямозубые). Коэффициент У =1,0 (по той же причине).
Коэффициент К„по формуле (2.28) К =1+1,5ф„1'о=1+1,5 0,78718=1,15. Коэффициент К =1,2. Коэффициент У по табл. 2.5 Уг, — 4,07; Уг —.. 3,62. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29) о„=К „У„К К У Г((Б т)=1.1.1,15 1,2.3,62 12591(22х х1,75)=163,4 Н/ммг. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30) ог,=оггУг,/Угг=163,4 4,07/3,62=183,7 Н/ммг. Напряжения изгиба в зубьях обоих колес значительно ниже допускаемого. 159 Значения коэффициентов при проверке зубьев по контактным напряжениям следующие: К„„=1,0; Кна — — 1,2 (см. расчет по формуле (9.8)); Кнк — — 1,!.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
