ПИК-3 (Пример домашнего задания), страница 4

Коэффициент осевого перекрытия рекомендуется принимать 8р =1,05...1,15. Диаметр начального цилиндра фрикционных тел подсчитывается по формуле

rf--3i. (2.45)

cos р

Для промежуточных тел необходимо назначать четное количество винтовых выступов z₂ Число винтовых выступов на центральном колесе Z\, и охватывающем колесе Z3 выбирается из условия сборки (обычно кратным числу сателлитов к )

где Е - любое целое число.

Числа винтовых выступов на всех телах должны также удовлетворять условию соосности.

Кроме этих условий, размеры промежуточных тел должны удовлетворять очевидному условию соседства для того, чтобы выбранное количество промежуточных тел могло разместиться в пространстве между центральным валиком и охватывающим колесом.

Для того, чтобы принятое число сателлитов могло разместиться в пространстве между двумя центральными колесами z\ и z₂ , должно быть выполнено условие соседства сателлитов

где <р = ж/к - половина центрального угла между линиями центров соседних сателлитов; a_w- расстояние между осями вращения солнечного колеса Z\ и сателлита z₂ .

d_a2 - диаметр окружности вершин винтовых выступов. Рассмотрим планетарную передачу с более перспективным вариантом, у которого ведущее (солнечное) колесо I (см. рис.2.5) имеет выпуклые винтовые выступы, промежуточные колеса (сателлиты) 2 имеют ответные им вогнутые впадины, охватывающее (коронное) колесо 3 имеет выпуклые винтовые выступы, направленные внутрь - к центру колеса. Приняв для изготовления рабочих тел исходный производящий контур инструмента по рис.2.6 (заштрихован), получим

При проектировочном расчете удобнее определять максимально допустимое число сателлитов, которое может разместиться в передаче. Его можно подсчитать по формуле

Обычно условие соседства проверяется графически при построении конструктивной схемы передачи в масштабе 1:1.

В заключение отметим, что фрикционные передачи по схеме рис.2.5 могут выполняться без специального наемного устройства для затяжки рабочих тел. Прижатие рабочих тел можно осуществить при сборке, насаживая охватывающее колесо в нагретой состоянии. Величину натяга Ар , мм, можно подсчитать по формуле (2.23). Подсчитанный таким образом натяг следует распределить между фрикционными тепами так, чтобы реализовать его при сборке. Проектировочный расчет фрикционных передач с винтовыми рабочими поверхностями рекомендуется выполнять в следующем порядке.

1. Исходя из исходных данных ( ni, u, Р или Ti), экономических и конструктивных соображений, назначают материалы рабочих тел и твердость рабочих поверхностей, ориентируясь на тот или иной вид термической или химико-термической обработай. Це­лесообразно назначать возможно большую твердость рабочих поверхностей, используя цементацию с последующей закалкой и обработкой холодом.

2. Определяются эквивалентное число циклов нагружений, коэффициент долговечности. С их учетом и учетом заданной твердости поверхностей определяется величина допускаемых контактных напряжений.

3. Задаются числом сателлитов к , расчетным коэффициентом сцепления ц и углом наклона винтовых рабочих поверхностей р .

4. С целью обеспечения минимальных габаритов передачи назначают минимальную расчетную величину диаметра делительной (начальной) окружности солнечного (ведущего) колеса di' из условия прочности ведущего вала d_Bj , принимая d]¹ ~<1вi• Поскольку ведущий вал в таких передачах изгибающим моментом обычно не нагружен и работает только на кручение, целесообразно использовать более точную зависимость:

Здесь величина крутящего момента принята максимальной - с учетом возможной перегрузки, соответствующей коэффициенту запаса сцепления

Величину допускаемых касательных напряжений определяют по формуле

Коэффициенты концентрации касательных напряжений K_t можно принять, как для

эвольвентных шлиц. При этом значения К_х получаются несколько завышенными, что идет в запас прочности.

5. Затем подсчитывается условная величина "эквивалентного объема" Цф , mm^j, ведущего колеса I по зависимости, полученной из формулы (2.42):

6. С учетом подсчитанных значений d_Bi' и U,j, находят расчетную величину нормального модуля m_n', мм,

и округляют ее до ближайшего стандартного значения m_n.

7. Находят расчетное число винтовых выступов ведущего колеса z[,

Округляя z[ до целого числа, кратного числу сателлитов к , принимают окончательную

величину z\. Минимальное число выступов для таких передач z_min- 6. Находят число выступов на охватывающем (коронном) колесе z3 и сателлитах z₃ в планетарной передаче:

При этом число выступов на сателлитах для обеспечения большей равномерности восприятия усилий прижатия необходимо выдерживать четным, а число выступов z\ и z3 -кратным числу сателлитов для обеспечения условия сборки передачи, которое должно проявляться

по формуле (2.46).

С целью обеспечения условий четности и сборки допустимо несколько изменять величину первоначального заданного передаточного отношения до 2,5% в ту и другую сторону.

Если передача не планетарного типа, а простая переборная с разветвленным потоком мощности, имеющая к промежуточных колес, то число винтовых выступов z3 и z₂ находится по формулам

8. В простой переборной передаче также необходимо выдерживать условия четности и сборки. Целесообразно проверять также условие соседства по формуле (2.48).

Обычно условие соседства дополнительно проверяется графически построением конструктивной схемы в масштабе 1:1.

9. Вычисляются остальные геометрические параметры передачи di, d₂ и b по формулам (2.45) и (2.44).

Ширина венца сателлита Ь₂ принимается равной расчетной ширине b , округленной до целого числа (желательно четного). Ширина солнечного колеса bj, и коронного колеса Ьз прижимается при точной сборке одинаковой с Ь₂ или на 2...4 мм больше.

Подсчитывают величину диаметра окружности выступов и впадин на охватывающем колесе и силу прижатия рабочих тел F_n . Определяют необходимую высоту сечения h охватывающего колеса.

10. Находят радиус нейтральной оси сечения охватывающего колеса Ro и момент инерции сечения относительно этой оси J . Определяют величину натяга рабочих тел Ар по формуле (2.23). Допуски между рабочими телами распределяются в соответствии с ре­комендациями, изложенными ранее. Определяются предварительно по приближенным формулам диаметры валов.

После завершения предварительного расчета вычерчивается на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 конструктивная схема передачи. Вычерчиваются валы, подбираются и размещаются подшипники, рассчитывается система смазки, оформляются корпус редуктора и узлы крепления.

В проверочном расчете определяется допускаемый крутящий момент, провернется жесткость охватывающего колеса.