страница - 62
10.Внешний окружной модуль
те = de2/z2 = 148/64 = 2,31 мм.
По СТ СЭВ 310—76 (см. табл. 9.1) принимаем т* = 2,5 мм.
11.Выравниваем параметры редуктора по ГОСТ 12289—76 (см. табл. 9.4)з внешний делительный диаметр большего колеса
de2=rnez2=2,5 • 64= 160 мм;
передаточное число
ы = г2/21=64/32=2.
В нашем случае и d<?2=160 мм, и н = 2 являются стандартными параметрами, что соответствует требованию к расчету передачи (см. табл. 9.4). Выравнивать значение те до стандартного не обязательно; это следует делать только в тех случаях, когда стандартный модуль те обеспечивает получение стандартного значения de2 и такое фактическое передаточное число Ыф, которое отличается от стандартного не более, чем допустимо. Следует иметь в виду, что в стандартной конической передаче должны соответствовать ГОСТу в первую очередь de2 и и, а значение те может соответствовать, но может и не соответствовать ГОСТу.
12.Проверка частоты вращения п2: при и = 2 фактическая частота вращения
=/2 = 740/2 = 370 мин-1;
отклонение от заданной [(375—370)/375] 100= 1,33 %, что допустимо.
13.Конусное расстояние (см. рис. 9.10)
= тт V = 2jt 322 +642 = 89>44 мм-
14.Длина зуба или ширина зубчатого венца
Ъ = tyReRe = 0,3 • 89,44 = 26,83 мм.
По табл. 9.5 (ГОСТ 12289—76) принимаем Ь = 25 мм.
15.Внешний делительный диаметр шестерни
d€i = m€Zi = 2,5 • 32=80 мм.
16.Углы при вершинах начальных конусов
ctg6, = H = 2; 6, = 26°34; 62=90о-26°34=63°26.
17.Средний делительный диаметр шестерни
</,=2(Я,-0,56)sin 6,-2(89,44-0,5-25)0,448=68,94 мм.
18.Средний окружной модуль
m=d1/z1 = 68,94/32=2,16 мм.
19.Средняя скорость
ndxnx л . 68,94 . 10—3 . 740
v =
60
/ \ CP / \ | |||
/ \ | |||
Рис. 9.23. Графическое определение диаметра колеса d2=140 мм по известным значениям de2, R* и Ь
60
= 2,66 м/с.
20.По табл. 9.9 при данной скорости для прямых зубьев колес конической передачи при твердости стали менее 350 НВ можно принять 9-ю степень точности, но для уменьшения динамической нагрузки вместо наинизшей допустимой выбираем 8-ю степень точности (см. примечания к таблице) .
21.Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям. Для сохранения методики проверочного расчета, рекомендованной ГОСТ 21354—75 для цилиндрических передач, заменим конечное колесо условным цилиндрическим с диаметром d2=140 мм (определение этого диаметра с помощью графического построения показано на рис. 9.23) и шириной венца Ь = 25 мм.
/2,367уС„ (и+ 1) -~ai- 1а«Ь
В этой формуле (см. решение примера 9.1) ZM = 275 (Н/мм2)1/2; ZH = 1,77; Ze = 1; Л"я = КЯа/(Яр/(Яо= 1 • 1,1 • 1 = 1,1; /СЯр=1,1 по табл. 9.11 в соответствии с = 25/68,94 « 0,36 и консольным расположением одного из колес.
ш Г 2,36 • 40 • 103 . 1,1 (2 + 1)
ан = 275 . 1,77 . 1 1/ —--5-„« 381 МПа,
нV1402 . 25
т. е. меньше, чем [ая] = 400 МПа. Контактная прочность обеспечена.
22.Определяем основные размеры шестерни и колеса. Ранее были определен ны dei=80 мм, de2=160 мм, 6=25 мм.
Диаметры вершин зубьев (см. рис. 9.10):
dai=dei+2mecos б,=80+2 • 2,5 cos 26°34=84,47 мм; da2=de2+2meCOS 82= 160+2 • 2,5 cos 63°26= 162,24 мм.
Диаметры впадин зубьев:
dn=dei -2,5mecos 6,=80 - 6,25 • 0,894=74,41 мм; d/2=de2-2,5mecos 62= 160-6,25 • 0,448 = 157,2 мм.
23.Проверочный расчет на усталость при изгибе ведется по формуле (9.45). Эквивалентные числа зубьев 2»=z/cos б:
zvl=Zi/cos б, = 32/0,894«35; Zt>2=z2/cos б2=64/0,448» 142,
По табл. 9.10 выбираем коэффициенты формы зуба YF в соответствии с эквивалентными числами зубьев: YFl = 3,75 и Y Р2 = 3,6. Дальнейший расчет надо проводить для того колеса, для которого отношение [oF]/YF меньше.
Для шестерни l°>Ji/*Vi = 303/3,75 = 81 и для колеса [aFhfF2=3 = 294/3,6 = 82. Дальнейший расчет будем проводить по шестерне.
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Ye для прямозубых колес
Y. = — =---= —-— = 0,578.
8 е 1,88 — 3,2(1/32+-1/64) 1,73
Коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Y = 1. Коэффициент
Кр = KFaKnKFv = 1 • 1,26 • 1,25 = 1,58,
где для прямозубых колес KFa = 1; э = аяр= 1,2 • 1,05= 1,26 (см. табл. 9.11); KFv = 1,25 (см. табл. 9.13).
Напряжение при изгибе по формуле (9.45)
20 • 103 • 1.58
о> = 2,36 • 3,75 • 0,578 . 1-- = 43 МПа,
32 . 25 - 2,162
т. е. меньше, чем [aF = 303 МПа.
Глава 10. ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
10.1. Общие сведения
Планетарные передачи состоят из корпуса, сателлитов, водила, на котором установлены оси сателлитов и центральных колес, имеющих общую ось с водилом (ось вращения водила называют центральной). Таким образом, сателлиты участвуют в двух вращениях: относительно своей оси и вместе с ней относительно центральной оси.
Кинематическая схема наиболее распространенной в машиностроении планетарной передачи приведена на рис. 10.1. Центральное колесо 1 называют солнечным, колесо 2 — сателлитом (обычно их три), центральное колесо 3 — корончатым.
Передачу на рис. 10.1 называют дифференциальной, так как она имеет две степени свободы и может иметь два ведущих звена
Рис. 10.1 Дифферен-Рис. 10.2. Дифферен-
циальная одноступен-циальный планетар-
чатая планетарнаяный редуктор с двумя
передачаведущими и одним
ведомым звеньями
и одно ведомое (рис. 10.2) или одно ведущее и два ведомых (рис. 10.3).
Если центральное колесо 3 (рис. 10.1) закрепить неподвижно в корпусе, получим передачу с одной степенью свободы, применяемую как редукторную (рис. 10.4).
Если одно из центральных колес и водило или оба центральных колеса соединить простой передачей, получим замкнутую дифференциальную передачу, имеющую одну степень свободы. На рис. 10.5 основная планетарная передача показана жирными линиями, замыкающая — тонкими.
Наибольшее распространение в машиностроении получили передачи по схемам 1 и 2 табл. 10.1. Они имеют более высокий КПД, чем обычные передачи, составленные из этих же колес, так как их
содержание:
[стр.Введение] [стр.1] [стр.2] [стр.3] [стр.4] [стр.5] [стр.6] [стр.7] [стр.8] [стр.9] [стр.10] [стр.11] [стр.12] [стр.13] [стр.14] [стр.15] [стр.16] [стр.17] [стр.18] [стр.19] [стр.20] [стр.21] [стр.22] [стр.23] [стр.24] [стр.25] [стр.26] [стр.27] [стр.28] [стр.29] [стр.30] [стр.31] [стр.32] [стр.33] [стр.34] [стр.35] [стр.36] [стр.37] [стр.38] [стр.39] [стр.40] [стр.41] [стр.42] [стр.43] [стр.44] [стр.45] [стр.46] [стр.47] [стр.48] [стр.49] [стр.50] [стр.51] [стр.52] [стр.53] [стр.54] [стр.55] [стр.56] [стр.57] [стр.58] [стр.59] [стр.60] [стр.61] [стр.62] [стр.63] [стр.64] [стр.65] [стр.66] [стр.67] [стр.68] [стр.69] [стр.70] [стр.71] [стр.72] [стр.73] [стр.74] [стр.75] [стр.76] [стр.77] [стр.78] [стр.79] [стр.80] [стр.81] [стр.82] [стр.83] [стр.84] [стр.85] [стр.86] [стр.87] [стр.88] [стр.89] [стр.90] [стр.91] [стр.92] [стр.93] [стр.94] [стр.95] [стр.96] [стр.97] [стр.98] [стр.99] [стр.100] [стр.101] [стр.102] [стр.103] [стр.104] [стр.105] [стр.106] [стр.107] [стр.108] [стр.109] [стр.110] [стр.111] [стр.112] [стр.113] [стр.114] [стр.115] [стр.116] [стр.117] [стр.118] [стр.119] [стр.120] [стр.121] [стр.122] [стр.123] [стр.124] [стр.125] [стр.126] [стр.127] [стр.128] [стр.129] [стр.130] [стр.131] [стр.132] [стр.133] [стр.134]