Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004 (968756), страница 26
Текст из файла (страница 26)
Тогда(при г = 3,5 мм, см. табл. 3.1).= ^п + Зг = 60 + 3 • 3,5 = 70,5 мм.Примем d^u ^ 71 мм.Длина резьбового участка (0,4 du) = 0,4 • 60 = 24 мм.Длина посадочного конца вала /мт = 1,51,5 • 50 = 75 мм.Длина промежуточного участка /кт = 0,8 du = 0,8 • 60 = 48 мм.Длина короткого цилиндрического участка (0,15(i) = 0,15 • 50 == 7,5 мм. Примем этот участок длиной 8 мм.Диаметр концевого резьбового участка (3.9)= 0,9 ( ^ - 0 , 1 /мт) = 0,9(50-0,1 • 75) = 38,25 мм.Примем стандартное значение М39х3. Длина участка /р = 0,8 d^ == 0,8 • 39 = 31,2 мм.
Примем /р = 30 мм.Расстояние от середины зубчатого венца колеса b до торцазаплечика вала равно 50 мм, до середины правого по рис. 9.12подшипника а = 6\ мм (см. рис. 9.4, а). Расстояние между подшипниками b = (2,0 ... 2,2)а - (2,0 ... 2,2)61 = 122 ... 134,2 мм. Примем b == 130 мм.Для опор выходного вала принимаем шариковые радиальныеподшипники легкой серии 212, для сателлитов - шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники средней серии 1306(табл. 19.20).211ыыРис. 9На рис. 9.12 приведена эскизная компоновка планетарногомотор-редуктора.Продолжим конструирование планетарного редуктора. Конструктивные формы колес - очень простые (см.
рис. 9.12). Ведущаяцентральная шестерня представляет собой цилиндрик длиной-45 мм. Конструктивная форма сателлитов ясна из рис. 9.12. В отверстии сателлита предусмотрим канавки для размещения с обеихсторон подшипника плоских упорных колец. Колесо внутреннегозацепления выполнено в виде кольца шириной Ьь = 30 мм и размером 5 = 2,2т + 0,05 Ъь = 2,2 • 1,75 + 0,05 • 30 = 5,4 мм. Примем 5 == 6 мм.
Тогда посадочный диаметр D колеса в корпус: D = dbf+2S == 287,875 + 2 -6 = 299,875 мм. Примем D = 300 мм. Колесо посаженов корпус на клей.Наружный диаметр зубчатой муфты, соединяющей вал электродвигателя с центральной ведущей шестерней (см. рис. 9.5, 9.10, б)d^>da+ 6т = 3\,5 + 6 • \J5 = 42 мм.Длина муфты -'40 мм.Предположим, что момент с выходного конического концавала будет передавать шпоночное соединение. Сечение шпонкидля вала (i = 50 мм по табл.
12.5: b = \2 мм: h = S мм; t\ = 5 мм.Примем длину шпонки I = 70 мм. Тогда рабочая длина шпонки /р ==й = 7 0 - 1 2 = 58 мм. Расчетное напряжение2Та=2-477 10'=2= 109 Н / м м \dl^{h-t,)50-58(8-5)На выходной конец вала может быть установлена как стальная, так и чугунная деталь. Но расчетное напряжение превышаетдопускаемое [а]см = 70 ... 100 Н/мм^ для чугунных деталей.
В связис этим заменим конический конец вала цилиндрическим, а шпоночное соединение шлицевым. Примем прямобочные шлицысредней серии (табл. 19.12). Размеры шлицев: Z) = 54 мм, d= А6 мм,2 = 8,/= 0,5 мм. Длина шлицев / = 75 мм.Расчетное напряжение1К тс/,р=0,5(54 + 46) = 50 мм;d^^zhl213Л = 0 , 5 ( 5 4 - 4 6 ) - 2 -0,5 = 3 MM.Тогда, при коэффициенте К^ неравномерности распределениянагрузки между выступами равном К^ = 1,3, имеем2-1,3.477-10'о/ 2^= 13,73 Н/мм ,50-8.3-75что меньше допускаемого значения.Окончательно принимаем конструкцию конца вала со шлицами.Подбор подшипников качения.
Для установки сателлитов наосях предварительно назначены подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные средней серии 1306.Радиальная нагрузка на подшипник = 2F, = 2 - 1262 = 2524 Н.Эквивалентная нагрузка Re при V= 1,2; Л^б = 1,4 и Л^т = 1Re^1,2-2524- 1,4- 1 =4240 Н.а^^ =Требуемая грузоподъемность (9.13) при ^23 = 0,5 (см.
с. 200),ресурсе Z'lo ал = Ю ООО ч и относительной частоте вращения п'а == 1296 мин-^-= 4240^Е1 бОпХЦоаНаа231 60-1296-18.10000= 30946 Н.10'-72По табл. 19.20 устанавливаем, что подшипник средней серии1306 не подходит, так как С < С^р (21200 < 30946). Принимаем[10] подшипник широкой серии 1606: С = 31200 Н ( С > СРазмеры подшипника:30 мм, D = 72 мм, В = 21 мм.Подбор подшипников качения для выходного вала - водила.Частотга вращения вала « =144 мин"\ Предварительно назначенподшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии 212.На рис.
9.13 приведена расчетная схема для определения реакций опор. Выходной вал нагружен силами F и F^.По формуле (9.12) при Ти = TV7^=0,1 Г/,/а, = 0,1 .477. 10^78,75 = 606 И.214Консольную силу назначимв соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891-96F^ = 1 2 5 - 1 2 5 -2 7 3 0 Н.Fh,105 .Из условия равенства нулюмоментов в опорах / и 2 имеем(рис.
9.13):I A / i = 0;ГJь/\•2А. . 61,Рис. 9.13- 2 7 3 0 - 1 0 5 + /?2- 1 3 0 - 6 0 6 ( 1 3 0 + 6 1 ) = 0:/?2=[2730- 105 + 606(130 + 61)]/ 130 = 3095 Н.1Л/2 = 0; -2730(105+ 130) + /?, 130 - 606 • 61 = 0;R\ = [2730 (105 + 130) + 606 • 61] / 130 = 5219 Н.Проверка- F k + Л] -+ F = - 2 7 3 0 + 5 2 1 9 - 3 0 9 5 + 6 0 6 = О,реакции найдены правильно.Подбор подшипников выполняем по наиболее нагруженнойопоре 7:= = 5219 И.Эквивалентная нагрузка при F= 1, АГб = 1,4 и ЛГт = 1 (с. 141)RE= VRrK^Kj=\се• 5219 •1,4- 1 =7307 Н.Требуемая грузоподъемность при «23 ~ 0.7 (см. с. 142) и ресур10 ООО ч1^23^7307110,76010®144-1000010'= 36381 Н.Ранее намеченный шариковый радиальный однорядныйподшипник 212 подходит (см. табл.
19.18): С, = 52 ООО Н ( С > С ^ ) .215Выбор посадок колец подшипников. Выходной вал редуктораустановлен на подшипниках шариковых радиальных. Внутреннеекольцо подшипника вращается вместе с валом относительно вектора действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно,циркуляционное нагружение. Отношение Re / Сг = 7307/52000 == 0,14. По табл. 6.6 выбираем поле допуска вала к6.
Наружноекольцо подшипника неподвижно относительно вектора радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. По табл. 6.7выбираем поле допуска отверстия Н7.При вращении сателлита на шариковом радиальном сферическом двухрядном подшипнике внутреннее кольцо не совершаетповорота относительно действующей на ось водила радиальнойнагрузки Rr = 2Fi и подвергается местному нагружению. Отношение Re I Сг = 4240/31200 = 0,136. По табл. 6.6 выбираем поле допуска оси h6. Наружное кольцо подшипника подвергается циркуляционному нагружению. По табл.
6.7 выбираем поле допускаотверстия в сателлите N7.Подшипники сателлитов от осевых смещений удерживают наоси водила и в отверстии сателлитов пружинными плоскимиупорными 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 ан = 756 Н/мм^ и окружной скорости шестерни а v = 2,14 м/с минеральным масломсорта И-Г-А-46. Уровень заливки масла установим в соответствиис размером h^ (см.
рис. 8.2, а)\0,254 = 0,25 • 126 «30 мм.Конструкцию корпуса редуктора примем по рис. 11.18, толщина стенки корпуса по формуле (11. Г):5 = 1,3V4^ = 6,08>6MM.Примем 5 = 6 мм. Толщина высоких лап для крепления корпуса к рамемм (см. рис. 11.19, б).Для уравновешивания момента от силы тяжести электродвигателя опорную поверхность корпуса редуктора выполним порис. 11.20.Диаметр d^ болтов для крепления редуктора к раме Л/12, диаметр отверстия в лапе = 15 мм (см. табл.
11.1).216-JРис. 9.14А-АПродолжение рис. 9.14218Диаметр d винтов для крепления крышки корпуса М10. 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.Г л а в а 10РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ10.1. Основные схемы передачОсновное применение имеют зубчатые волновые передачи смеханическими генераторами волн и цилиндрическими колесами[6]. В волновой механической передаче преобразование вращательного движения происходит вследствие упругого волновогодеформирования одного из звеньев механизма.Рис.
1 .219Передача состоит из трех кинематических звеньев (рис. 10.1,а-в): гибкого колеса g, жесткого колеса b и генератора волн А.Гибкое колесо g выполняют в виде тонкостенного цилиндра, накольцевом утолщении которого нарезаны наружные зубья. Гибкий тонкостенный цилиндр выполняет роль упругой связи междудеформируемым кольцевым утолщением и жестким недеформируемым элементом передачи, которым может быть выходной вал(рис. 10.1, а) или корпус (рис. 10.1, б, в). Жесткое колесо b обычное зубчатое колесо с внутренними зубьями. Генератор hволн деформации представляет собой водило (например, с двумяроликами), вставленное в гибкое колесо.
При этом гибкое колесо,деформируясь в форме эллипса, образует по большой оси две зонызацепления (рис. 10.1, б). Генератор в большинстве случаев является ведущим элементом передачи, соединенным с входным валом. Вращение генератора с угловой скоростью со/, вызывает вращение гибкого колеса с угловой скоростью оз^ (рис. 10.1,(3') илижесткого колеса с щ (рис. 10.1, б, в).Передаточное отношение и волновой передачи при:- неподвижном жестком колесе b (рис.
10.1, а) гибкое колесовращается в направлении, обратном направлению вращения генератора:- неподвижном гибком колесе g (рис. 10.1, б, в) жесткое колесо вращается в направлении вращения генератора:в приведенных зависимостях Zg ивенно гибкого и жесткого колес.- числа зубьев^оответст-10.2. Выбор параметров зацепленияПрофиль зубьев. В волновых передачах наиболее широкоиспользуют эвольвентные зубья, характеризующиеся известнымитехнологическими достоинствами, возможностью использованиясуществующего инструмента, способностью обеспечить под нагрузкой достаточно высокую многопарность зацепления. Для нарезания эвольвентных зубьев чаще всего применяют инструмент суглом исходного контура(ГОСТ 13755-81).220Замечено, что напряжения в ободе гибкого зубчатого колесауменьшаются с увеличением ширины впадины до размеров, близких или больших толщины зубьев.
Эвольвентные зубья с широкойв п а д и н о й можно нарезать инструментом с уменьшенной высотойголовки зуба. Профиль эвольвентных зубьев с широкой впадинойпринят как основной для отечественного стандартного ряда волновых редукторов общемашиностроительного применения.Форму деформирования гибкого колеса определяет конст-рукция генератора: с двумя роликами (рис. 10.2, а), четырехродиновый (рис. 10.2, б),дисковый О0.2, в).
Любая из форм можетбыть получена кулачR>r/Zковым генератором.Кулачковыйгенератор лучше других сохраняетзаданнуюформу деформирования и поэтому являРис. 10.2ется предпочтительным.Размер Жо начального деформирования гибкого колеса является исходным при расчете параметров зацепления и геометриигенератора [6].Геометрические параметры зубчатых венцов гибкого ижесткого колес.
Одним из основных геометрических параметровволновой передачи является внутренний диаметр d гибкого колеса,приближенное значение которого определяют по критерию усталостной прочности гибкого венца^где Т - вращающий момент на тихоходном валу, Н-м; a_i - пределвыносливости материала стального гибкого колеса, Н/мм^;1,5 ++ 0,0015 и - эффективный коэффициент концентрации напряжений; и - передаточное отношение; [/S]^^ = 1,6 ... 1,7 - коэффициент безопасности, большие значения - для вероятности неразрушения свыше 99 %.221Для передач с кулачковым генератором найденный диаметрсогласуют с наружным диаметром D гибкого подшипника (см.ниже табл.
10.1).Находят ширину бн^ = (0,15 ... 0,2) зубчатого венца и толщину S\ гибкого колеса:Определяют диаметр окружности впадин dfg = d + 2S]. Учитывая, что диаметр dfg близок делительному диаметру гибкого колесаdg « djg, находят модуль т = dglzg. Предварительно принимают: Zg == 2и для передачи по рис. 10.1, а и Zg = 2w - 2 для передач порис. 10.1, б, е.Значение модуля т согласуют со стандартным:W, мм 1-й р я д .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
