D_L_Kurs_1 (538377), страница 23
Текст из файла (страница 23)
Расчетное контактное напряжение (2.31) (и'н-1) Р; пв = 436 кн,кн~кн~ Н262 436 ! ( ) =755 Н1кгнн~ !26 22 что меньше допускаемого (о3н — — 877 Н/мм~. Для построения компоновочной схемы определим некоторые размеры тихоходного вала (3.!). Будем использовать формулу (3.2), относящуюся к рис. 3.1, и формулы (3.4), относящиеся к рис. 3.3. По формуле (3.2) диаметр Ы=бз ~Тт=бз/476=46,8 мм. Округляя, примем «1=50 мм. По формулам (3.4) диаметры других участков (см. рис.
3.3) и (см. табл. 3.1) 6(, =Ы+21„,„=50+2.2,3=54 6. Примем «7,=55 мм Ыз=с(, +(2...4)= 55+(2...4)=57...59 мм. ПРимем стандаРтное значение 42 М60; н(л)~(2. ПРимем а~=61,=60 мм. Ы,п — — дп+Зг=60+3 3,5=70,5 мм. Примем с(на=70 мм. Длина посадочного конца вала 1 =1,5Ы=1,5 50=75 мм. Длина промежуточного участка 1 = 0,8Ып — — 0,8 . 60 = =48 мм. Длина резьбового участка 0,4пп=0,4 60=24 мм. Длина цилиндрического участка 0,15с1=0,15 50=7,5 мм.
Примем этот участок длиной 8 мм. Диаметр и длина резьбы (3.9) („=0,9(( — 0,!1,) =0,9(50 — 0,1 75) =38,25. Стандартное значение Ы =М39 мм 1„=0,8~ =0,8 39=31,2. Примем ! =30 мм. Расстояние ог середины венца колеса «Ь» до ~орца заплечика вала равно 50 мм. Примем расстояние между подшипниками равным 140 мм. Для опор вала принимаем шариковые радиальные подшипники легкой серии, для сателлитов — шариковые радиальные сферические подшипники средней серии.
На рис. 9.12 приведена эскизная компоновка планетарного мотор-редуктора. Продолжим конструирование планетарного редуктора. Конструктивные формы колес элементарны (см. рис. 9.12). 160 Ведущая центральная шестерня представляет собой цилиндрик длиной =45 мм. Конструктивная форма сателлитов ясна из рис. 9.12. В отверстии сателлитов предусмотрим канавки для размещения с обеих сторон подшипника плоских упорных колец.
Колесо внутреннего зацепления выполнено в виде кольца шириной 30 мм и размером 5=5т+5 мм=5 1,75+5=!3,75; о 15 мм. Колесо посажено в корпус на клей. Наружный диаметр муфты (см. рис. 9.3, 9.10) г(„>з(з+6т=31,5+6 1,75=42 мм. Длина муфты ж40 мм. Предполагаем, что момент с выходного конического конца вала будет передаваться шпоночным соединением. Сечение шпонки для вала Ы= 50 мм по табл. 12.5: 6= 12 мм; )!=8 мм; П =5 мм.
Примем длину шпонки 1=70 мм; рабочая длина шпонки 1, =! — (з = 70 — 12 = 58 мм. Тогда расчетное напряжение о,„= = =!09 Н)мм'. 2Г з 476 !Оз р77р(Ь вЂ” ц) 50 58(8 — 5) На выходной конец вала может быть установлена как стальная, так и чугунная деталь. Но расчетное напряжение превышает допускаемое [о1,„=70...100 Н(ммз для чугунных деталей.
В связи с этим заменим конический конец вала цилиндрическим, а шпоночное соединение шлицевым. Примем прямобочные шлицы средней серии (табл. 19.12). Размеры шлицев: 23=54 мм, !7=46 мм, г=8, 7'=0,5 мм. Длина шлицев 1=75 мм. Расчетное напряжение о,„= — '; Ы,„=0,5(54+46)= 50 мм; р7,„зь!' Ь = 0,5 (54 — 46) — 2 0,5 = 3 мм.
Тогда о, = — — — — — '-=!3,73 Н/мм~, 2 476 !Оз ! 3 50.8.3 75 что меньше допускаемого значения. Окончательно принимаем конструкцию конца вала со шлицами. Подбор подшипников качения„устанавливаемых в сателлиты. Тип подшипника — шариковый радиальный сферический двухрядный. Радиальная нагрузка А„= 2Г, =2 1259 =2518 Н.
!62 Эквивалентная нагрузка А прн Р = 1,2; Кв = 1,4 и Кт = 1. А,= КА„КвК =1,2 2518.1,4.1= =4230 Н. Требуемая грузоподъемность (9.13) при азз =0,55 (см. с. 152), долговечности !.'!о,„— — 10000 ч и относительной частоте вращения п.'= =и,— п„=!445 — 144=1301 об/мин 1 60п,г,С~о о — А з ото Е Я"- ого / ! 60 1301. =29946 Н. ~/0 55 10'72 По табл. 19.20 подбираем подшипник с диаметром отверстия а!=30 мм (см. компоновочную схему).
Подшипник 1306 не подходит, так как С„<С„„(21200<29946). Принимаем (7) подшипник 1606 широкой серии; С„= 3! 200 Н (С„> С„,„). Размеры подшипника: 0!=30 мм, Р=72 мм, В=27 мм. Подбор подшипников качения для выходного вала— водила. Частота вращения вала п=п„=144 об/мин. Подшипник шариковый радиальный однорядный. На рис. 9.13 показана расчетная схема для определения реакций опор. Выходной вал нагружен силами Г н Г„. По формуле (9.12) А=0,1Т„!а„=0,1 476 103!78,75=603 Н. Консольная сила Г„= 125,~тг= 125 !476=2724 Н. Из условия равенства нулю моментов в опорах 1 и 2 имеем: — 2724.
105+ А,. 140 — 603 (140+ 60) = О; 2724 1054-603(!40460) 2 140 ХМ2=0; — 2724(105+140)+А, 140 — 603 60=0; 2724(105о 104)-о603 60 5025 Н ! 140 Проверка: — Ек+ А ! — А 2+ Е= — 2724+ 5025 — 2904+ 603 = О, реакции найдены правильно. Подбор подшипников производим по наиболее нагруженной опоре 7: А„=А,=5025 Н. 163 Эквивалентная нагрузка при И=1, Кв=1,4 и К =1 Як=- !'Я„КвК =! 5025 1,4 1=7035 Н. Требуемая грузоподъемность при азз=0,75 (см, с, 105) и долговечности Л 'з О,„= 10 000 ч — — ""'=7035 з — =34224 Н ' зз! азз !О Оа5 1Оз Ранее намеченный шариковый радиальный однорядный подшипник 2!2 подходит (см.
табл. 19.!8): С„=52000 Н (С„> > С„,). Выбор посадок колец подшипников. Выходной вал редуктора установлен на подшипниках шариковых радиальных. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. Отношение зз! /С„.=7035/52000=0,135. По табл. 6.5 выбираем поле допуска вала 1гб. Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. По табл. 6.6 выбираем поле допуска отверстия 07. При вращении сателлита на шариковом радиальном сферическом двухрядном подшипнике внутреннее кольцо подшипника не совершает поворота относительно действующей на ось водила радиальной нагрузки А„=2Г, и подвергается местному нагружению. Отношение А„./С„„= =4230,131 200=0,136.
По табл. 6.5 выбираем поле допуска оси Аб. Наружное кольцо подшипника сателлита подвергается циркуляционному нагружению. По табл. 6.6 выбираем поле допуска отверстия зУ7. Подшипники сателлитов удерживаются на оси водила от осевых смещений плоскими упорными кольцами. Примем схему установки подшипников выходного вала по рис. 9.4, а. В крышке подшипников расположим манжетное уплотнение.
Смазывание зацепления и подшипников будем осуществлять (см. табл. 8.1) для контактного напряжения оп —— =755 Н(ммз и окружной скорости шестерни а Г=2,14 м(с минеральным маслом сорта И-Г-С-68. Уровень заливки масла установим равным (см. рис. 8.2, а) Ь„=0,25г/,=0,25 126=30 мм. Конструкцию корпуса редуктора примем по рис. 11.18, толщина стенки корпуса по формуле гл. !1 8=8 мм. Тол- 164 шина высоких лап для крепления корпуса к раме ж30 мм. Для уравновешивания момента от веса электродвигателя опорную поверхность корпуса редуктора выполним по рис.
1!.19. Диаметр болтов для крепления редуктора к раме с~, = =М!2 мм. Диаметр винтов для крепления крышки корпуса а!= =М!0 мм. Число этих винтов, расположенных по окружности на расстоянии = 120 мм друг от друга, равно !О шт. Для транспортировки мотор-редуктора выполнены проушины, отлитые в корпусе и крышке корпуса. На рис. 9.14 приведен чертеж обшего вида планетарного мотор-редуктора.
о и а глава зв РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ а 1. ОснОВные схемы пеРедАч 4 ь 4-4 а) 4 Рис. 10.1 16В Основное распространение имеют зубчатые волновые передачи с механическими генераторами волн и цилиндрическими колесами. В волновой механической передаче преобразование вращательного движения происходит вследствие волнового деформирования одного из звеньев механизма. Передача состоит из трех кинематических звеньев (рис. 10.1, а, б); гибкого колеса я, жесткого колеса Ь и генератора волн Ь.
Гибкое колесо я выполняют в виде упругого цилиндра, на кольцевом утолщении которого нарезаны наружные зубья. Гибкий тонкостенный цилиндр выполняет роль упругой связи между деформируемым кольцевым утолщением и жестким недеформируемым элементом передачи, которым может быть ведомый вал передачи 1рис. 1О.1, а) или корпус (рис. 1О.1, б). Жесткое колесо Ь вЂ” обычное зубчатое колесо с внутренними зубьями. Генератор волн Ь, представляющий собой водило (например, с двумя роликами), вставлен в гибкое колесо.
Он деформирует гибкое колесо так, что образуется две зоны зацепления, расположенные по большой оси эллипса 1см. рис. 10.1, б, сечение А А ). Вращение с угловой скоростью сз„генератора, который в большинстве случаев является ведущим элементом передачи, соединенным с входным валом, вызывает вращение гибкого колеса с угловой скоростью ш, (см. рис. 10.1, а) или жесткого колеса с вз (см. рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
