страница - 71
Продолжение
1 2 | 3 | 4 5 | 6 | 8 | 9 | |||
МПз2-40 | 40 | 18 | 250 | 4000 | 52 | 4АХ80В8РЗ | 0,55 | 700 |
22,4 | 220 | 47 | 4АХ71В6РЗ | 920 | ||||
28 | 240 | 50 | 4AX80A6P3 | 0,75 | ||||
35,5 | 250 | 4AX80A4P3 | 1,1 | 1400 | ||||
45 | 230 | |||||||
56 | 250 | 52 | 4AX80B4P3 | 1.5 | ||||
71 | 250 | 4AX40B2P3 | 2,2 | 2850 | ||||
90 | 227 | |||||||
МПз2-50 | 50 | 18 | 500 | 5600 | 80 | 4AX90LB8P3 | 1,1 | 700 |
22,4 | 500 | 4AX90L6P3 | 1,5 | 940 | ||||
28 | 470 | |||||||
35,5 | 500 | 4AX90L4P3 | 2,2 | 1420 | ||||
45 | 460 | |||||||
56 | 490 | 85 | 4A100S4P3 | 3 | ||||
71 | 500 | 4A100S2P3 | 4 | 2800 | ||||
90 | 500 | 95 | 4A100L2P3 | 5,5 | ||||
МПз2-63 | 63 | 18 | 1000 | 8000 | 142 | 4A112MA8P3 | 2,2 | 700 |
22,4 | 910 | |||||||
28 | 910 | 4A112MA6P3 | 3 | 950 | ||||
35,5 | 980 | 147 | 4А112МВ6РЗ | 4 | ||||
45 | 1000 | 4AU2M4P3 | 5,5 | 1450 | ||||
56 | 880 | |||||||
71 | 940 | 4A112M2P3 | 7,5 | 2900 | ||||
1 | 2 | 3 4 5 6 7 8 9 | ||||||
МПз2-80 | 80 | 18 | 2000 | 11000 | 230 | 4A132S8P3 | 4 | 720 |
22,4 | 2000 | 4A132S6P3 | 5 | 960 | ||||
28 | 1670 | |||||||
35,5 | 1920 | 4A132S4P3 | 7,5 | 1450 | ||||
45 | 2000 | 250 | 4А132М4РЗ | 11 | ||||
56 | 1800 | |||||||
МПз2-100 | 100 | 18 | 3820 | 16000 | 420 | 4A160S8P3 | 7,5 | 730 |
22,4 | 4000 | 4A160S6P3 | 11 | 970 | ||||
28 | 4000 | 440 | 4А160М6РЗ | 15 | ||||
35,5 | 3630 | |||||||
45 | 3650 | 4А160М4РЗ | 18,5 | 1460 | ||||
56 | 3520 | 460 | 4A180S4P3 | 22 | 1470 | |||
Примечания: 1. Фактическая частота вращения выходного вала не должна отличаться от номинальной более чем на 10%.
2. Допускаемую радиальную нагрузку следует считать приложенной в середине посадочной части выходного вала.
10.13. Примеры расчета
Пример 10.1. Выполнить проектный расчет планетарного редуктора по схеме 1 табл. 10.1 при следующих данных: л[3) = 1450 мин"""1, п$ = 360 мин"*"1, 7\ =
= 72,5 • 103 Н • мм, срок службы — 5 лет при двухсменной работе. Решение 1. Передаточное отношение редуктора
ig> = n{3)//ig> = 1450/360 » 4,02,
принимаем его равным 4.
Полученное передаточное отношение соответствует диапазону передаточных чисел одной ступени.
2. Принимаем число зубьев солнечного колеса гх — 30. Число зубьев корончатого колеса z3 = z{ [ify — l) = 30 (4 — 1) = 90. Число зубьев сателлита z2 =
= (z3 — z\)/% = (90 — 30)/2 = 30. Принимаем число сателлитов пс = 3.
Проверяем условия собираемости: а) условие соосности не проверяем, так как z2 находилось из этого условия; б) условие вхождения зубьев в зацепление при пс = 3 и равных центральных углах расположения сателлитов (zl + z3)//zc = = цслое число; (30+90)/3 = 40; в) условие соседства (jci = лг3 = л:2 = 0) (2]-Ь + z2) sin (n/nc)>z2+2,5:
(30 + 30) sin (я/3) > 30+2,5; 51,8 > 32,5.
3.С учетом технологических возможностей предприятия-изготовителя выбираем для всех колес сталь 40ХН улучшенную, твердостью 295 НВ. Число циклов перемены напряжений для солнечного колеса (оно имеет наибольшее число циклов, так как входит в зацепление с тремя сателлитами)
NH = 60ncn{H)t = 60 • 3.1090 • 24 • 103 = 47 . 109; n[H) = n{3) — /zg> = 1450 — 360 = 1090 мин-1; срок службыLh = 16 . зоо . 5 = 24 . 10* ч.
База испытаний при твердости зубьев 295 НВ по графику на рис. 9.12 N 1{G =
= 24 • 10 . Следовательно, Nн > NHQ и KHL= 1. Предел контактной выносливости (см. табл. 9.8)
°н limfr = 2НВ + 70 = 2 . 295 + 70 = 660 МПа, Допускаемые контактные напряжения [см. формулу (9.8)]:
[°н] = °н YxmbHL • °>9/[S//] = 660 • 1 • 0,9/1,1 = 540 МПа. Допускаемые напряжения при изгибе [см. формулу (9.14)]: [aF\ = 555 • 1х X 1,5/1,8 = 465 МПа; [SF] — 1,8; /С/?с = 1; Kfl — 1>5 [см. пояснения к формуле (9.14)];
ор llm ь = НВ + 260 = 295 + 260 = 555 МПа.
4.Межосевое расстояние передачи [см. формулу (10.26)]
i г72,5 • 103. 1,02 49,5(1 + 1)1/ 2>3(540. 1)Ч50ММ;
и— 1 (так как 2i = z2); /CWp=l,02 (см. табл. 9.11); пс = пс — 0,7 = 3 — 0,7 == 2,3 (см. примечания к табл. 10.2); tyba = 0,5 (колесо делаем широкое, учиты» вая, что в сателлите надо разместить подшипники качения). Модуль зацепления
т=2а«,,2/(г,+г2) «2 • 60/(30+30) -2 мм.
По СТ СЭВ 310—76 принимаем т=2 мм. Делительные диаметры колес:
dx=mzx=2- 30=60 мм; d2=mz2=2 • 30=60 мм; d3=mz3=2 -90=180 мм.
Ширина колес
b = ypbadwl2ss0,5 • 60 = 30 мм.
5.Проверка прочности зубьев на изгиб по формуле (10.31):
72,5 • 103
о> = 2 • 3,8 . 0,6 • 1--~-—— = 40 МПа;
F2,3 • 30 • 30 • 22
KF = 3,8 (см. табл. 9.10);
= 1 (так как 0 = 0); Ye = 1/е = 1/ 1,88 — 3,2 (-j- 4-11
+ z2
"["-(ir + ir)]-0*
о>< [о>].
6. Определяем силы, действующие в зацеплении и на подшипники сателлита (см. рис. 10.9):
1) окружная сила в зацеплении солнечное колесо — сателлит
Fl2 = 2Tl/(din = 2 . 72,5 • 103/(60 • 2,3) = 1050 Н;
изготовление на заказ шестерней
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]