dunaev_lelikova (819766), страница 27
Текст из файла (страница 27)
1,75 = 280 мм; А/ = с/ь+ 2,5т = 283,5+ 2,5 1,75 = 287,875 мм. Пригодность заготовок колес /3„„=И„~-6 мм = 35+ 6 =41 мм, Я „=05Ь =05 22 = 11 мм. Обе величины значительно меньше предельных допускаемых величин /з„р, Я„р (см. табл. 2.1). Следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес. Окружная сила (9.10) при Т, = Тв Г,=2КсТ /(СЫ,)=2 1,2 497 1О/(3'315)=1262Н. Радиальная сила (2.25) при стандартном угле профили зуба а=20' Е„= Г, !8а = 1262 0,364 = 459 Н.
После этого надо проверить зубья колес по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. Предварительно определим значения некоторых коэффициентов. Окружная скорость шестерни и = я с/, и',/60000 = 3,14 31,5 1296/60000 = 2,!4 м/с. По табл. 2.4 степень точности передачи — не ниже 8-ой. Назначим степень точности 8. Коэффициент Кнь = ! (колеса прямозубые). Коэффициент )в = 1 (по той же причине). Коэффициент Кгв по формуле (2.28) Кгв = 1 ь 1,5 Ч(гя/Я = 1 ь 1,5 0,787/8 = 1,15 Коэффициент Кнь = 1,2 (с. 26). Коэффициент Гнз по табл.
2.5 Угро = 4,23; Уг~~ = 3,62. Расчетное напряжение изгиба в зубьях сателлита (2.29) онк = К,:, )'в Кна Кп У;.,„Е, /(Ьк гн) = = 1 ! . 1,15 1,2 3,62 1262/(22 1,75) =!63,8 Н/мм . Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30) он = он Уна / Ус-х» = 163,8 4,23 / 3,62 = 191,4 Н/мм . Напряжение изгиба в зубьях обоих колес значительно ниже допускаемого (о]н = 310 Нlмм . Значения коэффициентов при проверке зубьев по контактным напряжениям следующие: Кн.
= 1,0: Кнв = 1,2 (см, выше); Кн. = = 1,1 (с. 27). Расчетное контактное напряжение (2.31) ан = 436 = 756 Н/мм, = 436 что меньше допускаемого !о]н = 877 Нlмм'. 210 Для построения компоновочной схемы определим некоторые размеры тихоходного вала с коническим выходным концом (3.1). будем использовать формулу (3.2), относящуюся к рис. 3.1, и формулы (3.4), относящиеся к рис. 3.3. По формуле (3.1) диаметр с! = 6~~7; = 6~/477 = 46,9 мм.
Округляя, примем г! = 50 мм. По формулам (3.4) диаметры других участков (см. рис. 3.3 и табл. 3.1): гй = И+ 21„„„= 50+ 2 2,3 = 54,6 мм. Примем сй = 55 мм. дз = 4 + (2 ... 4) = 55 + (2 ... 4) = 57... 59 мм. Примем стандартное значение диаметра дз резьбового участка — М60 х 2. С учетом условия ап > дз примем с!и = г(з= 60 мм. Тогда (при» = 3,5 мм, см. табл, 3.1). двп = с(п+ 3» = 60+ 3 3,5 = 70,5 мм. Примем авп = 71 мм.
Длина резьбового участка (0,4 гоп) = 0,4 60 = 24 мм. Длина посадочного конца вала (мт = 1,5 с(= 1,5 50 = 75 мм. Длина промежуточного участка !кт =- 0,8 с(п = 0,8 60 = 48 мм. Длина коро~кого цилиндрического участка (0,15д) = 0,15 50 = 7,5 мм. Примем этот участок длиной 8 мм. Диаметр концевого резьбового участка (3.9) сУр = 0,9 (И вЂ” 0,1 !мт) = 0,9(50 — 0,1 . 75) = 38,25 мм.
Примем стандартное значение М39х 3. Длина участка !р = 0,8 а', = = 0,8 39 = 31,2 мм. Примем !р = 30 мм. Расстояние от середины зубчатого венца колеса Ь до торца заплечика вала равно 50 мм, до середины правого по рис. 9.12 подшипника а = 61 мм (см. рис, 9.4, а). Расстояние между подшипниками Ь =(2,0 ... 2,2)а =-(2,0 ... 2,2)61 = 122 ... 134,2 мм. Примем Ь = = 130 мм. Для опор выходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 212, для сателлитов — шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники средней серии 1306 (табл.
19.20). 21! На рис. 9.12 приведена эскизная компоновка планетарного мотор-редуктора. Продолжим конструирование планетарного редуктора. Конструктивные формы колес — очень простые (см. рис. 9.12). Ведущая центральная шестерня представляет собой цилиндрик длиной -45 мм. Конструктивная форма сателлитов ясна из рис. 9,12.
В отверстии сателлита предусмотрим канавки для размещения с обеих сторон подшипника плоских упорных колец, Колесо внутреннего зацепления выполнено в виде кольца шириной Ь„= 30 мм и размером Я = 2,2т + 0,05 Ьс = 2,2 1,75 + 0,05 30 = 5,4 мм. Примем Я = = 6 мм. Тогда посадочный диаметр Р колеса в корпус: Р = с(и+ 2о = =287,875+ 2 6=299,875 мм. Примем Р= 300 мм. Колесо посажено в корпус на клей. Наружный диаметр зубчатой муфты, соединяющей вал электродвигателя с центральной ведущей шестерней (см.
рис. 9.5, 9.10, б) И,>с(рбт= 31,5-рб 1,75 =42 мм. Длина муфты -40 мм. Предположим, что момент с выходного конического конца вала будет передавать шпоночное соединение. Сечение шпонки для вала г( = 50 мм по табл. 12.5: Ь = 12 мм; Ь = 8 мм; й = 5 мм. Примем длину шпонки! = 70 мм. Тогда рабочая длина шпонки (, = = ( — Ь = 70 — 12 = 58 мм. Расчетное напряжение 2Т 2 477 !О о,.— — — ! 09 О(мм~. (р(Ь-(,) 50 58(8 — 5) На выходной конец вала может быть установлена как стальная, так и чугунная деталь.
Но расчетное напряжение превышает допускаемое !о),„= 70 ... 100 Н(мм' для чугунных деталей. В связи с этим заменим конический конец вала цилиндрическим, а шпоночное соединение шлицевым, Примем прямобочные шпицы средней серии (табл. 19.12). Размеры шлицев: Р = 54 мм, с(= 46 мм, т = 8, (= 0,5 мм. Длина шпицев ( = 75 мм. Расчетное напряжение о. = '; с(, =0,5(54+46)=50 мм; 2К,Т см ( (( ср ср 213 й = 0,5(54 — 46) — 2 0,5 = 3 мм. Тогда, при коэффициенте К, неравномерности распредеиения нагрузки между выступами равном К, = 1,3, имеем 2'13 477 1О з о,„= =13,73 Нlмм, 508375 что меньше допускаемого значения. Окончательно принимаем конструкцию конца вала со шлицами.
Подбор подшипников качения. Для установки сателлитов на осях предварительно назначены подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные средней серии 1306. Радиальная нагрузка на подшипник Я, = 2Г, = 2 1262 = 2524 Н. Эквивалентная нагрузка Яе при !'= 1,2; Кь = 1,4 и Кт = 1 Яе= КЯ КьКт=1,2 2524'1,4 1=4240Н. Требуемая грузоподъемность (9.13) при ап = 0,5 (см. с. 200), ресурсе 2'и,» = 10 000 ч и относительной частоте вращения и', = =1296мин ': а а'(ч»ал = 4240 По табл. 19.20 устанавливаем, что подшипник средней серии 1306 не подходит, так как С„< С„„(21200 < 30946). Принимаем [1О! подшипник широкой серии 1606: С, = 31200 Н (С„> С„, ). Размеры подшипника: И = 30 мм, .0 = 72 мм, В = 27 мм.
Подбор подшипников качения для выходного вала — водила. Частота вращения вала и = и» = 144 мин . Предварительно назначен -1 подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии 212. На рис. 9.13 приведена расчетная схема для определения реакций опор. Выходной вал нагружен силами Г и Р'„. По формуле (9.12) при Т» = Тт Г=О,! Т»!а =О,1 477 1О'/78,75=606 Н. 214 Консольную силу назначим в соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891 †Р'„=125с~Тт — — 125зГ477 = 2730 Н. Из условия равенства нулю моментов в опорах 1 и 2 имеем (рис.
9.13): ЕЛА = 0; — 2730 105+ Яз 130 — 606 (130+ 61) = 0: Яз = (2730 ' 105 + 606 (130 + 61)) / 130 = 3095 Н. ЕМз = 0; — 2730 (105+ 130) + Я~ 130 — 606 61 = 0; Я~ = [2730 (105 + 130) + 606 . 61) / 130 = 5219 Н. Проверка — Я + Я~ — Яг + Я = — 2730 + 5219 — 3095 + 606 = 0 реакции найдены правильно. Подбор подшипников выполняем по наиболее нагруженной опоре Я Я,=Я~ = 5219 Н. Эквивалентная нагрузка при Р = 1, Кв = 1,4 и Кт = 1 (с. 141) Яа= РЯ,КвКт=1 5219 1,4 1 = 7307 Н.
Требуемая грузоподъемность при ан = 0,7 (см. с. 142) и ресурсе А'и.„= 1О 000 ч = 7307 Ранее намеченный шариковый радиальный однорядный подшипник 212 подходит (см. табл. 19.18): С„= 52 000 Н (С„> С„). 215 Выбор посадок колец подшипников. Выходной вол редуктора установлен на подшипниках шариковых радиальных. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно вектора действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. Отношение Яе / С, = 7307/52000 = = 0,14. По табл. 6.6 выбираем поле допуска вала 1сб. Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно вектора радиальной нагрузки и подвергается местному нагруженню.
По табл. 6.7 выбираем поле допуска отверстия Н7. При вращении сателлита на шариковом радиальном сферическом двухрядном подшипнике внутреннее кольцо не совершает поворота относительно действующей на ось водила радиальной нагрузки Я, = 2Г, н подвергается местному нагружению. Отношение Яе / С„= 4240/31200 = 0,136. По табл. 6.6 выбираем поле допуска оси пб. Наружное кольцо подшипника подвергается циркуляционному нагружению.
По табл. 6.7 выбираем поле допуска отверстия в сателлите Х7. Подшипники сателлитов от осевых смещений удерживают на оси водила и в отверстии сателлитов пружинными 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. 8.2) для контактного напряжения он = 756 Н/мм' и окружной скорости шестерни а ч = 2,14 м/с минеральным маслом сорта И-Г-А-46. Уровень заливки масла установим в соответствии с размером Ь„(см. рис. 8.2, а): /з„= 0,25с/ = 0,25 126 = 30 мм. Конструкцию корпуса редуктора примем по рис. 11.18, толщина стенки корпуса по формуле (11.1'): Ь = 1,3(/477 = 6,08 > 6 мм. 11римем б = 6 мм. Толщина высоких лап для крепления корпуса к раме =30 мм (см. рис. 11.19, б).
Для уравновешивания момента от силы тяжести электродвигателя опорную поверхность корпуса редуктора выполним по рис. 11.20. Диаметр Иф болтов для крепления редуктора к раме М! 2, диаметр отверстия в лапе Ио = 15 мм (см. табл. 11.1). 216 Диаметр Ы винтов для крепления крышки корпуса ЛЛО. Десять таких винтов расположены по окружности на расстоянии 120 мм друг от друга. Для транспортирования мотор-редуктора выполнены проушины, отлитые в корпусе и крышке корпуса. На рис. 9.14 приведен чертеж общего вида планетарного мотор-редуктора.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
