Разработка привода главного движения станка
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?дно из рисунка 5.3 ступенчатая часть привода в группе между 1 и 2 валом обеспечивает значительное понижение частоты вращения, что может значительно усложнить конструкцию редуктора и негативно сказаться на его виброустойчивости. Так как в разрабатываемом приводе необходимо применение двухступенчатого редуктора, то с точки зрения компактности и виброустойчивости конструкции необходимо применение планетарного редуктора.
Планетарные редукторы применяются в самых различных отраслях машиностроения. Это объясняется тем, что масса и габаритные размеры планетарных редукторов значительно меньше массы и габаритных размеров редукторов с неподвижными осями.
Основная причина небольших габаритных размеров и массы планетарных передач заложена в схеме редуктора и является следствием распределения окружного усилия между несколькими сателлитами.
Равномерность распределения нагрузки на сателлиты достигается или специальными выравнивающими устройствами, или повышением точности изготовления. В планетарных передачах для передачи больших мощностей используются зубчатые колеса меньших размеров по сравнению iилиндрическими передачами с неподвижными осями.
При меньших размерах колес улучшается термообработка, можно получить более высокие механические свойства материала, повышается точность механической обработки.
Применение планетарных передач еще более эффективно в том случае, когда для повышения нагрузочной способности зацепления оказывается возможным введение цементации, азотирования, цианирования и других способов упрочнения поверхностей зубьев, что встречает затруднения при крупных колесах цилиндрических передач с неподвижными осями.
Соосное расположение ведущего и ведомого валов создает удобное расположение планетарных редукторов и электродвигателей на плитах и фундаментах.
Планетарные передачи способствуют снижению массы и стоимости смазочных устройств, так как из-за небольших габаритных размеров количество смазочного и охлаждающего масла, размеры насосов, масляных резервуаров и охлаждающих устройств должны быть соответственно небольшими.
Механизм, состоящий из зубчатых или фрикционных колес, в котором геометрическая ось хотя бы одного из колес подвижна, называется планетарным механизмом. Звено планетарного механизма, в котором установлены зубчатые колеса с подвижными осями, называется водилом и в обозначениях имеет индекс тАЮh". Зубчатые колеса, имеющие подвижные геометрические оси, называются сателлитами. Зубчатые колеса, зацепляющиеся с сателлитами и имеющие оси, совпадающие с основной осью, называются центральными колесами.
Центральное колесо с внешними зубьями в обозначениях имеет индексы тАЮа" или тАЮс"; центральное колесо с внутренними зубьями - индекс тАЮb" или тАЮе". Сателлиты обозначают индексом тАЮg". Планетарные механизмы, в которых подвижны все три основных звена, называются дифференциальными.
В качестве определяющего размера для планетарных редукторов принимается делительный диаметр d центрального колеса с внутренними зубьями или радиус расположения осей сателлитов r, изображенные на рисунке 3.4.
Рисунок 3.4 - Определяющие размеры планетарных редукторов
Номинальные значения передаточных отношений следует выбирать по ГОСТ 2185-66 с диапазоном значений 3,15...12,5 в одной ступени.
Фактические значения передаточных отношений редукторов не должны отличаться от номинальных более чем на 4 % - для одноступенчатых, 5 % - для двухступенчатых и 6,3 % - для трехступенчатых. [5, стр. 224].
Как видно из графика частот вращения, изображенного на рисунке 3.3 наиболее рационально для обеспечения крутящего момента на исполнительном звене, а также для упрощения конструкции редуктора, передаточное отношение необходимо выбрать в диапазоне 1-4.
Распределим минимальное общее передаточное отношение по группам передач принимая во внимание подобную конструкцию привода и расчеты предыдущего пункта
,
также произведем распределение максимального общего передаточного отношения
.
С учетом полученных выше данных построим график частот вращения и рассчитаем пределы регулирования каждой передачи. По полученному выше распределению найдем нижний предел 1 передачи nплmin1
,
найдем верхний предел 2 передачи nплmах2
.
С учетом полученных выше данных построим график частот вращения
Рисунок 3.5 - График частот вращения
3.4 Подбор чисел зубьев зубчатых пар и диаметров шкивов
После определения передаточных отношений каждой передачи в каждой группе произведем подбор чисел зубьев зубчатых пар, а также произведем подбор диаметров шкивов. В данной процедуре будем пользоваться графиком частот вращения, изображенным на рисунке 3.4 и полученными выше распределениями минимального и максимального общего передаточного отношения.
По приведенным выше распределениям видно, что подбором диаметров шкивов необходимо обеспечить передаточное отношение ременной передачи iрп = 1/20,63 = 0,64. Подбор диаметров шкивов произведен с помощью специализированной прикладной программы REMEN, таким образом диаметр ведущего шкива определяем равным 160 мм., диаметр ведомого шкива равным 250 мм.
Подбором чисел зубьев зубчатых пар необходимо обеспечить передаточное отношение i2-3 = 1/22 = 0,25. Таким образом число зубьев шестерни определяем равным 34, число зубьев колеса равным 135.
Построим график частот вращения планша