ПИК-3 (Пример домашнего задания)
Описание файла
Файл "ПИК-3" внутри архива находится в папке "Пример домашнего задания". Документ из архива "Пример домашнего задания", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "проектирование и конструирование машин и роботов (пик)" из 6 семестр, которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "проектирование и конструирование машин и роботов" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "ПИК-3"
Текст из документа "ПИК-3"
Планетарная фрикционная передача с цилиндрическими поверхностями рабочих тел и
замкнутыми силами прижатия
Рис. 1. Схема планетарной фрикционной передачи с цилиндрическими поверхностями рабочих тел и замкнутыми силами прижатия |
При вращении ведущего вала - солнечного колеса 1 прижатые к нему сателлиты 2 обкатываются по внутренней поверхности охватывающего неподвижного коронного колеса-кольца 3. Оси сателлитов, помещенные на подшипниках (на схеме они не показаны) в радиальных прорезях выступающих щек водила 4, увлекают его за собой. Выступающий конец водила является выходным валом планетарного редуктора. Если водило 4 закрепить неподвижно, то получится соосная передача с тремя переборами 2, по которым разделяется поток мощности. В этих передачах прижатие рабочих тел осуществляется за счет деформирования либо охватывающего кольца 3, либо гильзы ведущего вала I, либо того и другого. При этом одновременно обеспечивается также свобода радиальных перемещений промежуточных тел, что приводит к разгрузке подшипников от усилий прижатия рабочих тел. Такие передачи получили общее название фрикционных передач с замкнутыми нормальными силами прижатая.
Прижатие рабочих тел осуществляется либо путем изготовления рабочих тел с соответствующими допусками и последующей сборкой с натягом, либо путем применения специального нажимного устройства, размещенного на кольце 3 или в гильзе вала 1 (стрелки на рис. 1 указывают усилия, вызывающие деформацию).
Усилия прижатия рабочих тел, как видно из схемы рис. 1, не воспринимаются подшипниками, а замыкаются на валу I и охватывающем кольце 3.
Достоинства и недостатки планетарно-фрикционных передач:
1. В качестве мощных силовых приводов могут найти промышленное применение лишь фрикционные передачи с замкнутыми нормальными силами, в которых силы прижатия рабочих тел не воспринимаются валами и подшипниками. Только в этом случае могут быть применены фрикционные тела из стали с высокой твердостью рабочих поверхностей, обеспечивающие фрикционным передачам наибольшую несущую способность.
2. Фрикционные передачи по условиям и контакте, характеризуемом чистым качением рабочих тел, практически не имеют ограничений по скорости. С применением стальных рабочих тел, допускающих высокие контактные напряжения, фрикционные передачи не имеют ограничений и по передаваемой нагрузке.
3. Фрикционные передачи по нагрузочной способности не уступают зубчатым передачам. Наоборот, их нагрузочная способность при определенных выполнимых условиях может быть существенно выше, чем у зубчатых передач.
4. Потери во фрикционных передачах со стальными рабочими телами, складывающиеся из потерь от качения в контакте и в подшипниках, существенно меньше, чем в зубчатых. Незначительные потери при качении рабочих тел обуславливают их ничтожный износ и малый нагрев, обеспечивают большую долговечность и высокий КПД позволяет в ряде случаев отказаться от масляной системы охлаждения.
5. Наличие качения рабочих тел и отсутствие взаимодействия элементов переменной жесткости - зубьев, являющихся источником динамических нагрузок, вибраций и шума, делают фрикционные передачи вибронеактивными.
6. Фрикционные передачи более надежны в эксплуатации, так как их рабочие тела не содержат элементов (зубьев), поломка которых выводит передачу из строя.
7. Фрикционные передачи, имеющие цилиндрическую форму тел качения, характеризуются простотой изготовления рабочих тел и в несколько раз меньшей стоимостью их изготовления.
Кроме отмеченных достоинств, фрикционные передачи имеют недостаток, ограничивающий область их применения. Этот недостаток заключается в изменении передаточного числа вследствие упругого скольжения при относительном качении рабочих тел. Вследствие упругого скольжения имеется уменьшение передаточного числа от его среднего значения, которое для остальных рабочих тел не превышает 0.02%.
Фрикционные передачи с цилиндрическими рабочими телами.
Рис. 2 Экспериментальная планетарная фрикционная передача
В начале пятидесятых годов в ВВИА имени проф. Н.Е. Жуковского были начаты экспериментальные исследования фрикционных передач. Для этого по схеме рис.2.1 была сконструирована и экспериментально исследована соосная фрикционная передача , устройство которой показано на рис.2.3. Рабочий поясок ведущего валика 2 соприкасается с тремя сателлитами 4, выполненными за одно целое с осью. Оси сателлитов на шариковых подшипниках помещаются в корпусе подшипников 3, имеющем цилиндрическую форму с двумя диаметрально противоположными плоскими параллельными гранями. Корпус подшипников плоскими гранями входит в радиальные окна водила I, расположенные под углом 120°. Для самих сателлитов в водиле также предусмотрели соответствующие окна.
Создание сил прижатия на площадках касания рабочих тел осуществляется следующим образом. Внешнее охватывающее колесо выполнено в виде гильзы 5, помещенной в разрезном кольце 6 с наружными конусными поверхностями, на которые посажены два сплошных конусных кольца 7. Конусные кольца 7 расположены в корпусе 11 и зафиксированы от проворачивания цилиндрической шпонкой (на чертеже не показана). Для прижатия рабочих тел необходимо затянуть гайку 10, поджимающую кольца 7, которые через разрезное кольцо 6 деформируют гильзу 5 в сторону уменьшения ее диаметра.
Расчет передачи.
В основу методики расчета положена формула Герца для случая сжатия двух цилиндров. При этом исходная формула для условия прочности имеет следующий вид:
Здесь σH и [σH] - соответственно расчетная максимальная величина нормальных напряжений на площадке контакта и допускаемые контактные напряжения из условия выносливости поверхностей рабочих тел, МПа;
Fn - нормальная сила прижатия рабочих тел, Н;
E1, E2 - модули упругости материала рабочих тел, МПа;
υ1, υ2 - коэффициенты Пуассона;
Lm - длина площадки контакта, мм;
рЕ - приведенный радиус кривизны поверхностей центрального и промежуточного рабочих тел, мм.
Рассмотрим более подробно каждую из входящих в формулу (1) величин.
Полная нормальная сипа прижатия в передаче распределена между промежуточными телами, поэтому на каждой площадке контакта центрального и промежуточного тел действует нормальная сила прижатия Fn:
где Ft - окружная сила, Н;
к - число промежуточных тел-сателлитов. Наиболее рациональными является передачи с тремя промежуточными рабочими телами (к = 3). В этом случае нагрузки промежуточных рабочих тел будут практически одинаковыми, так как происходит более точное их выравнивание.
f - коэффициент трения скольжения. Рекомендуются следующие значения этого коэффициента: f= 0,06...0,08 при работе со смазкой; f = 0,14...0,18 при работе без смазки;
Ксц - коэффициент запаса сцепления. Для авиационных приводов, которые обычно работают в условиях спокойной нагрузки с небольшими толчками, можно принимать Ксц= 1,2. Для приводов, работающих с умеренными перегрузками и толчками, Ксц= 1,35. Для приводов, работающих с большими перегрузками и сильными толчками, при частых реверсах нагрузки типа корабельных передач, при маневрировании передним и задним ходом, его величина может доходить до Ксц =1,5 (применительно к крутящему моменту на режиме маневрирования);
μ=f/Kсц – расчетный коэффициент сцепления;
d1 - диаметр ведущего (солнечного) колеса, мм;
T1 - исходный расчетный крутящий момент на ведущем валу - максимальная из длительно действующих нагрузок с числом циклов нагружения Nц >5·104, Н·м.
Величина T1 , Н·м, определяется через передаваемую мощность Р, кВт, и частоту вращения ведущего вала n1 , в оборотах в минуту, или угловую скорость ω1, в радианах в секунду, по зависимости
Как известно, передаточное число всего редуктора u от входного вала ведущего колеса I к выходному валу водила 4, а также диаметры колес для случая планетарной и дифференциальной схем, когда водило и оси сателлитов подвижны, находятся по формулам
Для случая простой многопоточной, так называемой "переборной" передачи, когда оси промежуточных валов (катков) 2 и водило 4 неподвижны, полное передаточное число от входного вала 1 и выходному валу коронного колеса 3, а также диаметры колес находятся по формулам
Для определения приведенного радиуса кривизны рабочих поверхностей ρЕ исходим из того, что наибольшая величина контактных напряжений, соответствующая минимальному значению ρЕ будет иметь место при касании выпуклых поверхностей ведущего колеса с диаметром d1 и промежуточного колеса с диаметром d2.
Для проектировочного расчета, когда диаметры контактирующих тел d1, d2, d3 пока неизвестны, удобнее выражать величину ρЕ через искомый диаметр ведущего колеса d1 и полное передаточное число редуктора u.
Для планетарной схемы с учетом формул (3) получаем:
откуда имеем
где - коэффициент, учитывающий форму рабочих поверхностей при расчетах на прочность редукторов планетарных схем.
Для простой переборной схемы передачи, когда оси промежуточных тел и водило неподвижны, имеем
откуда имеем
где - коэффициент, учитывающий форму рабочих поверхностей при расчетах на прочность редукторов простой переборной схемы.
Длина площадки контакта рабочих тел LH в данном случае (при касании двух цилиндров) принимается равной расчетной ширине промежуточных тел (сателлитов):