Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

Радиальнед сила (2.25) при стандартном угле профидя зуба а = 20®

Fr = F, tga = 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

\ = 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). Коэффициент по формуле (2.28)

1 + 1,5 1 + 1,5 • 0,787/8 = 1,15. Коэффициент Kf^, = 1,2 (с. 26). Коэффициент Yfs по табл. 2.5

Напряжение изгиба в зубьях обоих колес значительно ниже допускаемого [а]/. = 310 Н/мм^.

Значения коэффициентов при проверке зубьев по контактным напряжениям следующие: Кна = ЬО: Кн^ = 1,2 (см. выше); Ки^, = = 1,1 (с. 27).

Расчетное контактное напряжение (2.31)

а„ = 436

dA

V 126-22

что меньше допускаемого [а]н = 877 Н/мм\

210

Для построения компоновочной схемы определим некоторые размеры тихоходного вала с коническим выходным концом (3.1). рудем использовать формулу (3.2), относящуюся к рис. 3.1, и формулы (3.4), относящиеся к рис. 3.3. По формуле (3.1) диаметр

Примем стандартное значение диаметра dj резьбового участка - М60 X 2. С учетом условия du > dj примем du = 6/2 = 60 мм. 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 = 1,5 1,5 • 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 торца заплечика вала равно 50 мм, до середины правого по рис. 9.12 подшипника 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 радиальные подшипники легкой серии 212, для сателлитов - шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники средней серии 1306 (табл. 19.20).

211

ы

ы

Рис. 9

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 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 посажено в 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 конца вала будет передавать шпоночное соединение. Сечение шпонки для 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 = 70-12 = 58 мм. Расчетное напряжение

На выходной конец вала может быть установлена как стальная, так и чугунная деталь. Но расчетное напряжение превышает допускаемое [а]см = 70 ... 100 Н/мм^ 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: Z) = 54 мм, d= А6 мм, 2 = 8,/= 0,5 мм. Длина шлицев / = 75 мм.

Расчетное напряжение

1К т

с/,р=0,5(54 + 46) = 50 мм;

d^^zhl

213

Л = 0,5(54-46)-2 -0,5 = 3 MM.

Тогда, при коэффициенте К^ неравномерности распределения нагрузки между выступами равном К^ = 1,3, имеем

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 = 2F, = 2 - 1262 = 2524 Н. Эквивалентная нагрузка Re при V= 1,2; Л^б = 1,4 и Л^т = 1

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-^

а 1 бОпХЦоаН

- ^Е

а23

По табл. 19.20 устанавливаем, что подшипник средней серии 1306 не подходит, так как С < С^р (21200 < 30946). Принимаем [10] подшипник широкой серии 1606: С = 31200 Н ( С > С Размеры подшипника: 30 мм, D = 72 мм, В = 21 мм.

Подбор подшипников качения для выходного вала - водила. Частотга вращения вала « = 144 мин"\ Предварительно назначен подшипник 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 = TV

7^=0,1 Г/,/а, = 0,1 .477. 10^78,75 = 606 И.

214

/?2=[2730105 + 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 нагруженной опоре 7:

== 5219 И.

Эквивалентная нагрузка при F= 1, АГб = 1,4 и ЛГт = 1 (с. 141)

Ранее намеченный шариковый радиальный однорядный подшипник 212 подходит (см. табл. 19.18): С, = 52 ООО Н (С> С^).

215

Выбор посадок колец подшипников. Выходной вал редуктора установлен на подшипниках шариковых радиальных. Внутреннее кольцо 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. Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно вектора радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. 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 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 допуска отверстия в сателлите N7.

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 ан = 756 Н/мм^ и окружной скорости шестерни а v = 2,14 м/с минеральным маслом сорта И-Г-А-46. Уровень заливки масла установим в соответствии с 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):

Для уравновешивания момента от силы тяжести электродвигателя опорную поверхность корпуса редуктора выполним по рис. 11.20.

Диаметр d^ болтов для крепления редуктора к раме Л/12, диаметр отверстия в лапе = 15 мм (см. табл. 11.1).

216

А-А

Продолжение рис. 9.14

218

Диаметр 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 мо- тор-редуктора.

Г л а ва 10

Р А С Ч Е Т И К О Н С Т Р У И Р О В А Н И Е В О Л Н О В Ы Х П Е Р Е Д А Ч

10.1. Основные схемы передач

Основное применение имеют зубчатые волновые передачи с механическими генераторами волн и цилиндрическими колесами [6]. В волновой механической передаче преобразование вращательного движения происходит вследствие упругого волнового деформирования одного из звеньев механизма.

Рис. 1 .

219