Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004 (968756), страница 25
Текст из файла (страница 25)
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 шестернюфиксируют с одной стороны торцом штыря 7, а с другой - зубчатой муфтой 2 с установленными в ней пружинными кольцами 3.Делительный диаметр зубчатой муфты 2 принимают, для простотыизготовления, равным диаметру da центральной шестерни. Диаметр муфты d ^ > d ^ + 6 m \ ширина зацепления Ь^ = (0,2 ... 0,3)толщина неподвижного колеса S > 2,2т + 0,05Ьь, где т - модульзацепления (мм), Ьь - ширина зубчатого венца неподвижного колеса b (мм).На рис.
9.3 входной вал установлен на шариковых радиальных однорядных подшипниках с канавками на наружных кольцахи вставленными в них установочными кольцами. Применениеустановочных колец упрощает осевое крепление подшипников вкорпусе (крышке) и позволяет выполнять сквозную обработку отверстия корпуса (крышки).Подшипники установлены по схеме врастяжку. Это решение в данном случае наиболее простое. Однако возможны и др> гиеисполнения этого вала. Некоторые из них представлены на рис. 9.4, а- г. Во всех вариантах подшипники располагают один от другогона расстоянии b = (2,0 ...
2,2)а. Концы валов могут быть выполнены по любому из вариантов, приведенных на рис. 12.1, 12.4 ... 12.8.201ыоыРис. 9.6). —•-аМПШШ УЛ..bт1Рис. 9.4Ведущий входной вал получает движение от электродвигателяв этом случае через соединительную муфту, полумуфту которойустанавливают на конический или цилиндрический выступающийконец вала.При конструировании мотор-редуктора зубчатую муфту /соединяют непосредственно с шестерней 2, установленной на валуфланцевого электродвигателя, как показано на рис. 9.5.203Чтобы сателлиты самоустанавливались по неподвижному центральному колесу, необходимоприменятьсферические шариковые подшипники.При большой радиальной нагрузке вместо шариковых применяют роликовыесферические подшипники (рис.
9.6).Толщина обода сателлита, мм: S>2m-^ 1.Выходной вал редуктора выполняют литым из высокопрочного чугуРис. 9.6на марки ВЧ50 или ВЧ60 зацело с водилом (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), шпоночным (рис. 9.7, в) или гилщевым соединением (рис. 9.7, г).лгШг ._.[ тПодбор посадки производят по методике, описанной в разд.
5.3.Водила выполняют целыми литыми из стали или из высокопрочного чугуна, как показано на рис. 9.3, сварными по рис. 9.8или составными, скрепленными шестью винтами и тремя штифтами (рис. 9.9).204ВариантРис. 9.8Диски сварного водила обычно выполняют круглыми. Возможно также выполнение в виде равностороннего треугольника.На рис. 9.8 в правой проекции на верхней правой части показанвариант такого исполнения.В конструкциях водил, приведенных на рис.
9.3, 9.8 и 9.9, осисателлитов имеют по две опоры. В последнее время все чаще водила конструируют с одной консольной опорой для осей сателлитов.Рис. .205Рис. 9.10На рис. 9.10, приведена конструкция планетарного редукторас 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-редукторас планетарной передачейРассчитать и сконструировать мотор-редуктор с планетарнойпередачей (рис. 9.11) по следующим данным: мощность электродвигателя Рэ = 7,5 кВт, частота вращения вала электродвигателя206= 1440 мин"^; передаточное число г^ред = 10; колеса прямозубые;требуемый ресурс (срок работы) Z/, = 10000 ч; производство крупносерийное.Этот пример относится к случаю 3 задания исходных данных(см.
с. 6).Решение. Частота вращения выходного вала«вых = « т = «э/^ред = 1440/10 = 144 мин"^Вращающие моменты:- на валу электродвигателя (1.20)tL.Гэ = Гб = 9550Д/«Э =9550 -7,5/1440 =А= 49,7 Н м;^- на выходном валу (1.24)Г7V = ГБ 2/редТ1ред = 49,7 -10 • 0,96 = 477 Н-м;пПо рекомендации примем числозубьев ведущей шестерни а (см. рис. 9.1)Рис. 9.11Za = 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 b с внутренними зубьями- сателлитов gZg = 0,5 {Zb-Za) = 0,5 (162- 18) = 72.Условие соосности (9.3) выполнено: 162 = 18 + 2 • 72 = 162.Условие соседства (9.5) выполнено:(72+ 2) <(18+ 72) sin (180^/3),74 < 77,94.Примем для колес сталь марки 40ХН с термообработкой поварианту III, т.е.
колеса и шестерня подвергаются термообработкеулучшению и последующей поверхностной закалке с нагревомТВЧ. Твердость сердцевины 269 ... 302 НВ, поверхности 48 ... 53HRC. Средняя твердость колес HRCcp = 0,5(48 + 53) = 50,5 или после перевода в твердость по Бриннелю НВср = 490 (см. с. 18).207Абсцисса точки перелома кривой усталости: по контактнымнапряжениям=8,6 10^ по напряжени-ям изгиба Nfg = 4 • 10^.Определим относительные частоты вращения:- центральной шестерни п'а = п а - щ = 1440- 144 = 1296 мин"^;- сателлита= п'а Za Izg = 1296 • 18/72 = 324 мин"^Число циклов перемены напряжений в зубьях:- ведущей центральной шестерни (9.7)= 60«;Z'/,C = 60- 1296- 10000-3 = 2,33-10^;- сателлита (9.8)60 n'gL'h =60 •324- 10000= 1,9- 10^Так как N'a и N'g больше Nhg И Nfc, то коэффициенты долговечности Khl = 1 и Kpi = 1.По формуле табл.
2.2 находим допускаемые напряжения:[а]я= [а]яит = 14 HRQp + 170 = 14 • 50,5 + 170 = 877 Н/мм^;^ [а];г=[а];.и, = 310Н/мм1Для расчета межосевого расстояния передачи предварительноследует определить значения некоторых коэффициентов. Для прямозубой передачи коэффициент межосевого расстояния Ка = 49,5.Коэффициент неравномерности распределения нагрузки междусателлитами примем Кс =1,2. Примем коэффициент ширины колеса \\fba = 0,315.
Передаточное число u' = Zg/Za = 72/18 = 4. Коэффициент ширины \\Jbd = 0,5 Ц1ьа (w' +1) = 0,5 • 0,315(4 + 1) = 0,787.По формуле (2.9) при 5'= 8 коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий АГ^р = 1 + 2\\/ьи /S == 1 + 2 0,787/8 = 1,2. Число сателлитов С = 3.Предварительное значение межосевого расстояния по формуле (9.9) при Г, = Те1,2-1,2-49,7-10^„< > ^ , ( ^ 4 1 ) 3 - ^ J ^ L - L - = 4 9 , 5 ( 4 + 1)3»72мм.', 1з-0,315-4-877208Ширина сателлита g: bg = \\fba a'v^ = 0,315 • 72 = 22 мм.Ширина венца колеса Ь: = + 2 ... 4 = 22 + 3 = 25 мм.Ширина центральной шестерни а: = 1,1 = 1,1 • 22 « 25 мм.Предварительное значение диаметра шестерниd'a =/ (w' + 1) = 2 • 72 / (4 + 1) = 28,8 мм.Модуль передачи m' = d'a / = 28,8 / 18 = 1,6 мм.
Округляем вбольшую сторону до ближайшего стандартного значения (с. 22):т = 1,75 мм.Окончательное значение межосевого расстояния передачиGy, = Q,Sm{Za + Zg) = 0,5 • 1,75(18 + 72) = 78,75 мм.Окончательные размеры колес.Делительные диаметры (2.23):da = Zam = 18 • 1,75 = 31,5 мм;4 = Zgm = 72- 1,75 = 126 мм;db = Zbm= 162 • 1,75 = 283,5 мм.Диаметры окружностей вершин da и впадин df (2.24):daa = da-^2m = 3\,5 + 2 ' 1,75 = 35 мм;.^ J^/ = J^-2,5/w = 31,5-2,5-1,75 = 27,125 мм;dga = 4 + 2/72 = 126 + 2 • 1,75 = 129,5 мм;' dgf = dg-2,5m=\26-2,5-1,75 = 121,625 мм;dba = db-2m = 283,5 - 2 • 1,75 = 280 мм;dbf = db + 2,5т = 283,5 + 2,5 • 1,75 = 287,875 мм.Пригодность заготовок колесАаг = йГ^а-^6мм = 35 + 6 = 41 мм, 5'3ar = 0,5 6^=0,5 -22= И мм.Обе величины значительно меньше предельных допускаемыхвеличин Z)np, 5'пр (см.
табл. 2.1). Следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес.Окружная сила (9.10) при Та = Т^2КсТа /(С da) = 2- 1,2 • 49,7 • lOV (3 • 31,5) = 1262 Н.209Радиальнед сила (2.25) при стандартном угле профидя зубаа = 20®Fr = F, tga = 1262 . 0,364 = 459 Н.После этого надо проверить зубья колес по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. Предварительно определимзначения некоторых коэффициентов.Окружная скорость шестерни\ = nda п'а! 60000 = 3,14 • 31,5 • 1296 / 60000 = 2,14 м/с.По табл. 2.4 степень точности передачи - не ниже 8-ой. Назначим степень точности 8.
Коэффициент А^/га = 1 (колеса прямозубые). Коэффициент Ур = 1 (по той же причине). Коэффициентпо формуле (2.28)1 + 1,51 + 1,5 • 0,787/8 = 1,15.Коэффициент Kf^, = 1,2 (с. 26). Коэффициент Yfs по табл. 2.5YFSa = 4,23- Гя% = 3,62.Расчетное напряжение изгиба в зубьях сателлита (2.29)Oi-g = К fa Кр Kf^ Ki\ Yi-sg Ft I (bgm) == 1 • 1 • 1,15- 1,2 •3,62- 1262/(22- 1,75)= 163,8 H/MMIРасчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30)Ofo = dFg Yfs., /= 163,8 • 4,23 / 3,62 = 191,4 Н/мм1Напряжение изгиба в зубьях обоих колес значительно нижедопускаемого [а]/. = 310 Н/мм^.Значения коэффициентов при проверке зубьев по контактнымнапряжениям следующие: Кна = ЬО: Кн^ = 1,2 (см. выше); Ки^, == 1,1 (с.
27).Расчетное контактное напряжение (2.31)а „ = 436dAV126-22что меньше допускаемого [а]н = 877 Н/мм\210Для построения компоновочной схемы определим некоторыеразмеры тихоходного вала с коническим выходным концом (3.1).рудем использовать формулу (3.2), относящуюся к рис. 3.1, иформулы (3.4), относящиеся к рис. 3.3. По формуле (3.1) диаметрd = 6ljf\ = 6V477 - 46,9 мм.Округляя, примем d =мм.По формулам (3.4) диаметры других участков (см. рис. 3.3 итабл. 3.1):d\=d-^ 2/кон = 50 + 2 • 2,3 = 54,6 мм. Примем d\ = 55 мм.^/2 =+ (2 ... 4) = 55 + (2 ... 4) = 57... 59 мм.Примем стандартное значение диаметра dj резьбового участка- М60 X 2. С учетом условия du > dj примем du = 6/2 = 60 мм.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
