dunaev_lelikova (819766), страница 26
Текст из файла (страница 26)
Здесь Р— сила, действующая на вал со стороны зацепления. Учитывая наибольшую возможную неравномерность рас- 199 где Т, = Т, — вращающий момент на валу центральной шестерни, Н мм; С вЂ” число сателлитов; [п)ц — допускаемое контактное напряжение, Н/мм'. После этого определяют ширину колеса К: Ь„= ум а', предварительное значение диаметра шестерни Ы,' = 2а' /(и'+1) и модуль передачи рл'=Н,'/г..
Полученный расчетом модуль округляют в большую сторону до стандартного значения (см. с. 22). Окончательное значение межосевого расстояния передачи а = 0,5т(г, + яя ) . Ширину венца колеса Ь принимают на 2 ... 4 мм больше значения Ь, а ширину Ь, центральной шестерни Ь, = 1,1Ь„. Выявляют пригодность размеров заготовок колес (см.
разд. 2.1.1 п. 8) и вычисляют силы в зацеплении. Окружную силу определяют по формуле пределения общего момента по потокам, силу Г (Н) опредвшпот по формулам (здесь С = 3, Кг = 1,2): — для входного (ведущего) вала (рис. 9.2, а) (9. 1 1) Г= 0,2 Т,~Й„ где Ы, — делительный диаметр зубьев центральной ведущей шестерни (рис. 9.3); Т, — Н мм; — для выходного (ведомого) вала (рис. 9.2, б, в) Г= 0,1 Тл/а„, (9.12) где Т, — вращающий момент на выходном валу-водиле, Н мм, Т„= = Т,ит~; а — межосевое расстояние передачи.
Рис. 9.2 На всех схемах сила Ä— консольная нагрузка от муфты, значение которой принимают по рекомендациям, приведенным в гл. 15. Наиболее нагружены подшипники сателлитов. Требуемую динамическую грузоподъемность С„ч, этих подшипников вычисляют по формуле б ол.'г,Т,'л,„ С„= Я а„10'г, (9.13) где Аг = г'Я„КьКт — эквивалентная динамическая нагрузка (߄— радиальная реакция опоры, К, = 2Г,; относительно вектора радиальной нагрузки вращается наружное кольцо; значения коэффициентов Кж Кт см. табл. 6.4 и 6.5); ам — коэффициент условий применения (см.
разд. 6.3, для шарикоподшипников сферических двухрядных ам = 0,5 ... 0,6); л', = л, — ль и г, — относительная часто- 200 та вращения и число зубьев центральной ведущей шестерни; С'щ,ь— 1ребуемый ресурс подшипника, ч; гв — число зубьев сателлита; , — показатель степени корня, р = 3 для шариковых и р = 3,33 для роликовых подшипников. 9.3. Конструирование планетарных передач На рис. 9.3 приведена наиболее распространенная конструкция планетарного редуктора, выполненная по схеме рис. 9.1, а. При изготовлении деталей возникают погрешности, которые приводят к неравномерному нагружению потоков. Для компенсации этих погрешностей одно из центральных колес делают самоустанавливающимся (плавающим).
В конструкции по рис. 9.3 плавающее звено — центральная ведущая шестерня. В радиальном направлении эта шестерня самоустанавливается по сателлитам. В осевом направлении шестерню фиксируют с одной стороны торцом штыря 1, а с другой — зубчатой муфтой 2 с установленными в ней пружинными кольцами 3. Делительный диаметр зубчатой муфты 2 принимают, для простоты изготовления, равным диаметру Ы, центральной шестерни. Диаметр муфты д„>а~, +бт; ширина зацепления Ь„= (0,2 ...
0,3) с1„ толщина неподвижного колеса Я > 2,2т + 0,05Ьи где т — модуль зацепления (мм), Ьь — ширина зубчатого венца неподвижного колеса Ь (мм). На рис. 9.3 входной вап установлен на шариковых радиальных однорядных подшипниках с канавками на наружных кольцах и вставленными в них установочными кольцами. Применение установочных колец упрощает осевое крепление подшипников в корпусе (крышке) и позволяет выполнять сквозную обработку отверстия корпуса (крышки).
Подшипники установлены по схеме врастяжку. Это решение в данном случае 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 быть выполнены полюбому из вариантов, приведенных парис.
12.1, 12.4 ... 12.8. 201 Рис. 9.4 Ведущий входной вал получает движение от электродвигателя в этом случае через соединительную муфту, полумуфту которой устанавливают на конический или цилиндрический выступающий конец вала. При конструировании мотор-редуктора зубчатую муфту ! соединяют непосредственно с шестерней 2, установленной на валу фланцевого электродвигателя, как показано на рис.
9.5. Рис. 9.5 203 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). Толщина обода сателлита, мм: Яг 2т+ 1. Выходной вал редуктора выпол- няют литым из высокопрочного чугуРис. 9.6 на марки ВЧ50 или ВЧ60 зацело с во- дилом (см.
рис. 9.3) или при единичном и мелкосерийном выпуске — из стали и соединяют его с водилом сваркой (рис. 9.7, а), посадкой с натягом (рис. 9.7, б), итоночным (рис. 9.7, в) или шлииевым соединением (рис. 9.7, г). Рис. 9.7 Подбор посадки производят по методике, описанной в разд. 5.3. Водила выполняют целыми литыми из стали или из высоко- прочного чугуна, как показано на рис. 9.3, сварными по рис. 9.8 или составными, скрепленными шестью винтами и тремя штифтами (рис. 9.9).
204 Рис. 9.8 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 варианттакого 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.
Рие. 9.9 205 б) Ми=08...2,0 Рис. 9.10 На рис. 9.10, приведена конструкция планетарного редуктора с консольными осями сателлитов. По рис. 9.10, а привод осуществляют через соединительную муфту, а по рис. 9.10, б — непосредственно от вала фланцевого электродвигателя.
9.4. Пример расчета и конструирования мотор-редуктора с планетарной передачей Рассчитать и сконструировать мотор-редуктор с планетарной передачей (рис. 9.11) по следующим данным: мощность электродвигателя Р, = 7,5 кВт, частота вращения вала электродвигателя 206 и, = 1440 мин ', передаточное число и = 10; колеса прямозубые; требуемый ресурс (срок работы) Х'л = 10000 ч; производство крупносерийное. Этот пример относится к случаю 3 задания исходных данных (см. с, 6).
Решение. Частота вращения выходного вала н,„„=н,=н,/и л= 1440/10 = 144 мин '. Вращающие моменты: — на валу электродвигателя (1.20) Т» = Тв = 9550Р»/ и» = 9550 ' 7»5/1440 = =49,7Нм; — на выходном валу (1.24) Т,=Т,ирмр!р,р =49,7 10 0,96=477 Нм; По рекомендации примем число зубьев ведущей шестерни а (см. рис. 9.1) Рнс. 9.11 х, = 18. При числе сателлитов С = 3 условие сборки (9.4) выполнено: 18/3 = 6. Тогда по формуле (9.2) числа зубьев других колес (см.
рис. 9.1): — неподвижного колеса Ь с внугреннимн зубьями гр = г. (и — 1) = 18 (10 — 1) = 162; — сателлитов е гр = 0,5 (гр — г,) = 0,5 (162 — 18) = 72. Условие соосности (9.3) выполнено: 162 = 18+ 2 72 = 162. Условие соседства (9.5) выполнено: (72 + 2) < (18 + 72) гйп (180'/3), 74 < 77,94. Примем для колес сталь марки 40ХН с термообработкой по варианту Ш, т.е.
колеса и шестерня подвергаются термообработке улучшению и последующей поверхностной закалке с нагревом ТВЧ. Твердость сердцевины 269 ... 302 НВ, поверхности 48 ... 53 НКС. Средняя твердость колес НКС,р = 0,5(48 + 53) = 50,5 или после перевода в твердость по Бриннелю НВ,р = 490 (см.
с. 18). 207 Абсцисса точки перелома кривой усталости; по контактным напряжениям А/ло —— 30 НВ~' = 30 490» Я = 8,6 1О"; по напряжениям изгиба А/го = 4 1О~. Определим относительные частоты вращения: — центральной шестерни л', = л,— и„= 1440 — 144 = 1296 мин ', — сателлита и' = и',г, lгк= 1296 18/72 = 324 мин '. Число циклов перемены напряжений в зубьях: — ведущей центральной шестерни (9.7) /!/',= 60л',7,'»С=60 1296 10000 3 =2,33 10~; — сателлита (9.8) А/»= 60л'„Е'» =60 324 !0000=1,9 10~ Так как А/', и Ф',, больше /»/во и А/го, то коэффициенты долговечности Кл» = 1 и К»т = 1. По формуле табл.
2.2 находим допускаемые напряжения; Юн = [пан» = 14 НВС,р+ 170 = 14 50,5 + 170 = 877 Н/мм', [о]г = [о]я» = 310 Н/мм~. Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно следует определить значения некоторых коэффициентов. Для прямозубой передачи коэффициент межосевого расстояния К, = 49,5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами примем К< = 1,2. Примем коэффициент ширины колеса»!»», = 0,315. Передаточное число и'= як/г, = 72/18 = 4.
Коэффициент ширины»!»ы = 0,5»!»», (и'+ 1) = 0,5 0,315(4+ 1) = 0,787. По формуле (2.9) при Я = 8 коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий Квв = 1 + 2»!»», /Я = = 1 » 2 0,787/8 = 1,2. Число сателлитов С = 3. Предварительное значение межосевого расстояния по формуле (9.9) при Т~ = Тв КсКнвТ~ 12 12.497 10' а'„, > К,(и'+1)з ' = 49,5(4+1)з ' ' ' = 72 мм, Сцу»,и'[(у]н, 3 0,315 4 877 208 Ширина сателлитаи: Ья = рма'„= 0,315 72 = 22 мм. Ширина венцаколесаЬ: Ьь = Ь +2.„4 = 22+ 3 = 25 мм.
Ширина центральной шестерни ал Ь, = 1,1 Ь„= 1,1 22 и 25 мм. Предварительное значение диаметра шестерни Ы', = 2а'„ / (и'+ 1) = 2 72 / (4 + 1) = 28,8 мм. Модуль передачи т' = И', / г, = 28,8 / 18 = 1,б мм. Округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения (с.
22): ж= 1,75 мм. Окончательное значение межосевого расстояния передачи а„= 0,5т(з,+яя) = 0,5 1„75(18+ 72) = 78,75 мм. Окончательные размеры колес. Делительные диаметры (2.23): с/„= г, и = 18 1,75 = 31,5 мм; с1.= г, т = 72 1,75 = 126 мм; с/ь=зьт=162 1,75 =283,5 мм. Диаметры окружностей вершин И, и впадин ф(2.24): Ы„= Ы, + 2т = 31,5+ 2. 1,75 = 35 мм; Н/=а',— 2,5т= 31,5 — 2,5. 1,75 =27,125 мм; Ня, = Ыя + 2т = 126 + 2 1,75 = 129,5 мм; с/г = а' — 2,5т = 126 — 2,5 1,75 = 121,625 мм; А = гЬ, — 2т = 283,5 — 2 .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
