Другое: Планетарно-фрикционные передачи

Распознанный текст из изображения:

Планета ная ик ионная пе е ача с цилин ическими пове хностями абочих тел и

замкн тыми силами п ижатия

Рис.2.1. 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 1, 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.2,1 указывают усилия, вызывающие деформацию).

Усилия прижатия рабочих тел, как видно из схемы рис.2.1, не воспринимаются

подшипниками, а замыкаются на валу 1 и охватывающем кольце 3.

Распознанный текст из изображения:

остоинства и не остатки планета но- ик ионных пе е ач:

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 в малый '~

нагрев, большую долговечность и высокий к.п.д. позволяет в ряде масляой системы

охлаждения для фрикционных передач.

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, фрикци о нные 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%.

Распознанный текст из изображения:

1. Ф ик ионные не е ачис илии ическими абочими телами.

В начале пятидесятых годов в ВВИЛ 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 1„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

Распознанный текст из изображения:

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 пе е ачи.

В основу методики расчета положена формула Герца для случая сжатия двух цилиндров.

При этом исходная формула для условия прочности имеет следующий вид:

Здесь а.„и ~ т, ~ - соответственно расчетная максимальная величина нормальных

напряжений на площадке контакта и допускаемые контактные напряжения из условия

выносливости поверхностей рабочих тел, МПа;

Г„- нормальная сила прижатия рабочих тел, Н;

Е~ и Е2 - модули упругости материала рабочих тел, МПа;

и г - коэффициенты Пуассона;

1.м - длина площадки контакта, мм;

р,. - приведенный радиус кривизны поверхностей центрального и промежуточного

рабочих тел, мм.

Рассмотрим более подробно каждую из входящих в формулу (2.6) величин.

Полная нормальная сина прижатия в передаче распределена между промежуточными

телами, поэтому на каждой площадке контакта центрального и промежуточного тел действует

нормальная сила прижатия Г„:

где Г~ - окружная сила. Н;

- число промежуточных тел-сателлитов. Наиболее рациональными является передачи с тремя промежуточными рабочими телами ( 1 = 3). В этом случае нагрузки промежуточных рабочих тел будут практически одинаковыми, так как происходит более точное их выравнивание.

1' - коэффициент трения скольжения. Рекомендуются следующие значения этого коэффициента; 1'= 0,06...0,08 при работе со смазкой; 1'= 0,14...0,18 при работе без смазки;

Распознанный текст из изображения:

действующих нагрузок с числом циклов нагружения Х„>5.10,Нм.

Величина Т~, Н.м, определяется через передаваемую мощность Р, кВт, и частоту

вращения ведущего вала п~, в оборотах в минуту, или угловую скорость в~, в радианах в

секунду, по известной зависимости

.~;, =-- '~. 55 1 0' Р~ и, == 1 О ' Р! в,

(2.8)

Как известно, передаточное число всего редуктора и (рис.2.1) от входного вала ведущего колеса 1 к выходному валу водила 4, а также диаметры колес для случая планетарной и диф- ференциальной схем, когда водило и оси сателлитов подвижны, находятся по формулам

~ ~. === й., =-= 1+ ~', /й,:

~ а', ==-: ~Х ( и~, --1):

~ А ==-0.5(д., --~1.,).

(2.9)

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 ре исходим из того, что наибольшая величина контактных напряжений, соответствующая минимальному значению рв, будет иметь место при касании выпуклых поверхностей ведущего колеса с диаметром д~ и промежуточного колеса с диаметром д~.

К„- коэффициент запаса сцепления. Для авиационных приводов, которые обычно

работают в условиях спокойной нагрузки с небольшими толчками, можно принимать К„-„= 1,2.

Для приводов, работающих с умеренными перегрузками и толчками, К,„= 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 К,„= 1,5 (применительно к крутящему моменту на режиме маневрирования);

р ==,~ /К, - расчетный коэффициент сцепления;

д~ - диаметр ведущего (солнечного) колеса, мм;

Т~ - исходный расчетный крутящий момент на ведущем валу -максимальная из длительно

Распознанный текст из изображения:

Для проектировочного расчета, когда диаметры контактирующих тел Й», Й2 и д, пока неизвестны„удобнее выражать величину рв через искомый диаметр ведущего колеса д» и полное передаточное число редуктора и,

Для планетарной схемы с учетом формул (2.9) получаем

1 2 2 2 2 2 ° 2 2и

+ — +

ре И, Ы, — д, д, д,(и -2) д,(и — 2)

откуда имеем

а»(и — 2) а

Р 2и 2

и

где ~„= — - коэффициент, учитывающий форму рабочих поверхностей при и-2

расчетах на прочность редукторов планетарных схем.

Для простой переборкой схемы передачи, когда оси промежуточных тел и водило

неподвижны. имеем

1 2 2 2 2 2 ° 2 2(и+1)

р д, д, — Ы, Ы, Ы~ — И, И( — 1)

откуда имеем

р,='~'(и 2)= ~',, (212

2(и+ 1) 2. г,,

г и+1

где г„= — - коэффициент. учитывающий форму рабочих поверхностей при расчетах и-1

на прочность редукторов простой переборной схемы.

Длина площадки контакта рабочих тел Ен в данном случае (при касании двух

цилиндров) принимается равной расчетной ширине промежуточных тел (сателлитов):

1 Н ~-»2 ~-» (2-1З).

Для удобства проведения проектировочного расчета, в котором определяются геометрические размеры рабочих тел, минимальную ширину их целесообразно выражать через коэффициент относительной ширины рабочих поверхностей»~»=Ыд». Для авиационных приводов рекомендуется»р=0,4...0.8 (не более»»» = 1,0). Для корабельных передач можно принимать»р >1.

Подставляя в исходную формулу (2.6) полученные значения всех величин, имеем

Распознанный текст из изображения:

Приняв для стальных рабочих тел передачи ~~= ~ ~=0,3 и Е~= Е~=2.15.10, МПа, получаем

5 следующее условие прочности:

< [~" ] Для стальных рабочих тел

— 275, МПа'-; ~?„' = 7,5.10',МПа. Принимая он=~ о~Д, Ь=ус1~, возводя обе части равенства (2.15) в квадрат, получаем удобную расчетную формулу для стальных фрикционных передач

где ~ТД - допускаемый крутящий момент на ведущем центральном

валу из условия контактной выносливости рабочих поверхностей. Н.м.

Из зависимости (2.1б) получаем формулу для определения д~, мм, при проектировочном расчете стальной фрикционной передачи

(2.17)

На первом этапе можно принимать допускаемые контактные напряжения фрикционных передач равными допускаемым касательным напряжениям роликовых подшипников. На основании этого для длительно работающих фри кционных тел из закаленных шарикоподшипниковых сталей или высоколегированных сталей, подвергнутых цементации и закалке до НКС 58...63, можно ориентировочно принимать:

~он~=2000...2500, МПа, при работе со смазкой;

~он~= 2500...3000, МПа, при работе без смазки.

Величину допускаемых контактных напряжений. особенно при ограниченном ресурсе, можно также определять по общепринятой зависимости

Распознанный текст из изображения:

где Км — коэффициент безопасности. Для рабочих тел с однородной структурой материала Ям=1,1; для рабочих тел с поверхностным упрочнением Ям=1,2;

оно — предел контактной выносливости рабочих поверхностей, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа,

Можно принимать оно = 40 .НК.С - при работе со смазкой, оно= 50 НКС - при работе без смазки; Кнр - коэффициент долговечности. Величина Кнц подсчитывается по известной формуле

к„=~/Р„,/7„„~<к„, <~,н. ~~.л~

Базовое число циклов перемен напряжений для длительного предела выносливости Хне определяется по одной из формул У З0(ДгД)2,4 ~ 120 106.

(2.20)

Ф„, = 1085(ОЯС)"' < 120-10'.

Эквивалентное число циклов нагружений Мни определяется по общепринятым формулам

Ж„,. = 60сп„,~„,. = 573св„у„,.

где с - число вхождений в контакт за один оборот рассчитываемого рабочего тела;

Х,„;, Т„;„1„;, и„;, соц, - соответственно число циклов, нагрузка (крутящий момент). время„ частота вращения и угловая скорость, соответствующие 1-й ступени нагружения.„

Т„~. п„~.в ц ~ -соответственно наибольшая длительная нагрузка циклограммы нагружения и соответствующие ей частота вращения и угловая скорость.

При эквивалентном числе циклов нагружений Мни, болыпем базового, следует принимать 1'1не =1~1но=120 *10 .

Необходимое усилие прижатия рабочих тел Г„подсчитывается по формуле (2.7).

Распознанный текст из изображения:

Определение необходимой жесткости основывается на том, что напряжения в охватывающем колесе не должны превосходить предела пропорциональности материала колеса оп. В этом случав охватывающее колесо будет работать как кольцевая пружина: деформации ее будут пропорциональны приложенной силе. рис.2.4 Схема деформироваиии охватываиниего колеса

На рис.2.4 схематично показаны деформации, возникающие на охватывающем кольце от приложенных нормальных сил Е„.Контактные деформации Лн составляются из деформаций рабочих поверхностей ведущего вала и сателлита 6~2, а также деформаций поверхностей сателлита и охватывающего кольца о2з. Величина Лн может быть найдена по формуле

Р' 4 8ЬЕ 2 2 2 2 Л„=д„+о„=0,568 — "1п ' — +—

А~ ~ ~г А

Полная величина упругих деформаций Л „равна сумме деформации нейтральной оси сечения кольца Лг и контактных деформаций. Величина последних на порядок меньше Лг Поэтому можно записать:

Л„„~ Л +Л„Л

Рассмотрев перемещение нейтральной оси сечения кольцевого бруса в направлении действия Г„, из теории упругости имеем Л,. =0,17б —" Р„Я,

ЕУ

Распознанный текст из изображения:

имея в виду, что относительная деформация е = Л,„~ 2/д, = о'„/Е, получаем

~ЕЛ, 2ЕЛ 2Г„Я, 'ŠÄЄ' сг„= '"Р ~ = 0,17б " — = 0,352 —"

Н, Ш, Е/ а', .И,

Отсюда находим, что относительная возможная предельная деформация кольца в области действия закона Гука должна удовлетворять условию

РрЗ 0352 "~ <о„,

Л,

где о„- предел пропорциональности материала кольца, МПа; К~ - радиус кривизны нейтральной оси сечения охватывающего колеса, мм;

4. ,У- осевой момент инерции сечения охватывающего колеса, мм;

Для прямоугольного сечения охватывающего колеса, имеющего высоту Ь, мм. и ширину Ьз, мм, имеем:

~о 0 5(4~з+~) '~ ~з~ /12.

Подставляя в формулу (2.24) полученные значения К.~ и 1, можно определить необходимую высоту сечения охватывающего колеса Ь,мм,

1,24

На работоспособность рассматриваемых фрикционных передач решающее влияние оказывает разноразмерность промежуточных рабочих тел. От величины разноразмерности промежуточных тел зависят их износ„потери и равномерность работы. Поэтому, когда это возможно, рабочие поверхности всех промежуточных тел следует шлифовать с одного установа. Кроме того, указанная разноразмерность вызывает перемещение "плавающего" элемента (ведущего вала или охватывавшего колес) на некоторую величину е, в результате этого при работе передачи центр "плавающего" элемента будет описывать окружность с радиусом е. Для передачи с тремя промежуточными телами значение е можно подсчитать по формуле е = (˄— Л„)' яп'(30'+0,5Л, +0,54,)+(˄— Л„)' яп'(б0'+0,5Л,), (2.27)

10

Распознанный текст из изображения:

где Л„,Л„,Л„- отклонение от номинальных значений диаметров первого, второго и третьего промежуточных тел;

Л „Л„, Л, — угловые отклонения от номинального положения промежуточных тел.

Потери в рассматриваемых фрикционных передачах складываются из потерь в подшипниках, потерь на площадках контакта при качении рабочих тел, потерь от скольжения при перекосах осей рабочих тел. Потери, возникающие вследствие разноразмерн ости промежуточных тел, не рассматриваются по следующим соображениям. Во-первых, возникающее вследствие разноразмерности промежуточных тел скольжение имеет циклический характер и учесть его при подсчете потерь весьма сложно. Во-вторых. как показал опыт испытаний и эксплуатации, незначительная разноразмерность достаточно быстро сокращается за счет износа. При большой разноразмерности передача работает неравномерно, что может привести к повреждению рабочих поверхностей.

Рассмотрение указанных выше потерь для фрикционных передач с подвижными осями промежуточных тел позволяет предложить следующую формулу для подсчета к.п.д.:

Ч = ЧмЧл~Ь,с. ~2.28)

К.п.д., учитывающий механические потери на площадках контакта при качении,

подсчитывается по формуле

К,и(И, + а~,)Г„

(2.29)

где КО=2К+го - приведенный коэффициент трения качения;

К - коэффициент трения качения рабочих тел;

Кр=0,5Я - приведенный радиус трения в подшипниках качения;

д - внутренний диаметр подшипника, мм;

коэффициент трения в подшипниках; для радиального шарикового

подшипника Г=0,0015; для радиально-упорного шарикового Г = 0,0020: для радиального с цилиндрическими роликами 1'=0.0011.

К.п.д., учитывающий потери от скольжения при перекосе осей рабочих тел,

подсчитывается по формуле

где р; - угол перекоса между 1 -м промежуточным телом и центральным

валиком;

Распознанный текст из изображения:

к - число промежуточных тел.

К.п.д., учитывающий потери от упругого скольжения на площадках контакта рабочих тел, подсчитывается по формуле

1 (2.31)

где ~- коэффициент упругого скольжения; для стальных закаленных рабочих тел ~ = 0,0002...0,0004. Исходными данными для проектировочного расчета являются:

-циклограмма нагружения - крутящий момент Т~=1(Х4), Н м. или передаваемая мощность Р, кВт;

- скорость или частота вращения на входе и выходе, или скорость на входе и передаточное число. П оекти овочный асчет и ионной пе е ачи с илии ическими абочими

в котором определяются основные размеры рабочих тел, целесообразно выполнять в следующей последовательности:

1. Определяется общее передаточное число всего редуктора (если оно не было задано) по формулам (2.10) или (2.19).

2. Назначается материал рабочих тел, их термическая или химика-термическая обработка и степень точности изготовления. 3. Подсчитывается величина допускаемых контактных напряжений. 4. Принимается по циклограмме нагружения или подсчитывается по передаваемой мощности и частоте вращения или угловой скорости крутящий момент на ведущем колесе по формулам (2.8).

5. Задаются коэффициентом относительной ширины ~ и подсчитывают значение коэффициента формы поверхностей по формуле (2.11), (2.12).

6. Принимается число промежуточных тел 1с и расчетный коэффициент сцепления р. Затем определяется предварительный диаметр (д~' ведущего колеса (вала) по формуле «2.17); принимается его окончательная величина д~, округленная до целого числа из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69).

7, Находятся диаметры сателлитов д~ и охватывающего колеса дз по формулам (2.10) или (2.9) и округляются до чисел из ряда нормальных линейных размеров.

8. Определяется усилие прижатия рабочих тел по формуле (2.7).

9. Подсчитывается ширина рабочей поверхности промежуточных тел Ь~=~к1~ и охватывающего колеса Ьз=Ь~+(2...4)мм.

10. Приняв приближенно сечение тела охватывающего колеса прямоугольным с шириной Ь,, находят его ориентировочную высоту Ь по формуле (2.26). Уточняют ширину и

12

Распознанный текст из изображения:

высоту сечения.

11. Подсчитывают предварительную величину диаметров входного й'в~ и выходного

с1'вз валов, мм, по известной формуле

И =бМт.

После предварительного расчета выполняется этап конструирования. На миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 вычерчивается конструктивная схема редуктора с полученными в предварительном расчете основными размерами и детально прорабатывается его конструкция. Намечается форма и толщина стенок корпуса, подбираются подшипники и шлицевые соединения, прорабатывается система смазки.

После этого выполняется п ове очный асчет ик ионной пе е ачи, валов и

гих еталей е кто а.

1. Определяется радиус кривизны К~, мм, нейтральной оси сечения охватывающего

колеса и момент инерции сечения 1, мм, относительно этой оси по формулам (2.25) или

аналогичным им — при другой форме сечения. По формуле (2.24) проверяется жесткость охватывающего колеса.

2. Если прижатие рабочих тел осуществляется за счет предварительного натяга, то находится необходимая величина натяга рабочих тел Л от силы Г„по формуле (2.23). При этом можно полученную расчетом величину натяга делить на четыре примерно

равные части. Две из них, т.е. половина допуска, принимаются в качестве нижнего отклонения е1 диаметра сателлита, принимаемого за вал в системе отверстия. Одна четвертая часть допуска, тоже в системе отверстия, относится к диаметру ведущего колеса д~. а последняя четверть допуска - к диаметру охватывающего колеса Йз, допуск для которого принимается в системе вала, т.е. имеет отклонения ЕЯ от номинального размера внутреннего диаметра рабочей поверхности дз в правлении к центру колеса.

Для обеспечения нормальной работы редуктора следует в конструкции предусмотреть свободу радиального перемещения ведущего или охватывающего колеса на подсчитанную по формуле (2.27) величину эксцентриситета е. Более просто обеспечить свободу перемещения ведущего колеса за счет повышенных зазоров в шлицах.

3. Выполняется проверка возможности посадки нагретого в масле охватывающего колеса без дополнительной его деформации. Для этого подсчитывается увеличение диаметра с1з по формуле

~ ~з =~.~зА'-~о) (232)

и уменьшение величины 0,5(йз-д~) за счет охлаждения ведущего колеса и сателлитов в охлаждающей смеси, например в сухом льде:

13

Распознанный текст из изображения:

эвольвентной передачи. В передаче практически отсутствовали шум, вибрации и динамические нагрузки. При работе такой передачи в условиях вакуума ее нагрузочная способность будет еще большей. Рассмотренные фрикционные передачи нашли практическое применение в ряде устройств авиационной и другой техники.

3 Ф ик ионные не е ачис винтовыми абочими нове хностями.

Рис. 2.5 Схема планетарной фрикционной передачи с винтовыми поверхностями рабочих тел и замкнутыми силами прижатия

В последующем на базе теории точечного зубчатого зацепления М.Л.Новикова были разработаны оригинальные фрикционные передачи с существенно более высокой нагрузочной способностью. Увеличение нагрузочной способности здесь достигается за счет использования первоначального (геометрического) точечного касания выпуклых и вогнутых поверхностей. В этом случае за счет больших приведенных радиусов кривизны, соприкасающихся поверхностей значительно увеличиваются размеры площадки контакта под нагрузкой. Таким образом, при разных допускаемых контактных напряжениях и одинаковых размерах передач возможно увеличение передаваемой нагрузки, или при равных допускаемых напряжениях и равной нагрузке возможно уменьшение габаритов передачи.

На рис,2.5 представлена схема фрикционной передачи с винтовыми рабочими поверхностями. Эта фрикционная передача также выполняется по схеме планетарного редуктора с замкнутыми нормальными силами, благодаря чему валы и подшипники разгружены от усилий прижатия рабочих тел. Любой из трех элементов передачи: центральное колесо, водило с сателлитами или охватывающее колесо могут быть ведущими, а одно или два других из указанных элементов будут ведомыми. При этом в первом случае

~Х

Распознанный текст из изображения:

передача будет простой (переборной) или планетарной, во втором - дифференциальной.

Прижатие рабочих тел в передаче осуществляется за счет деформирования гильзы ведущего элемента 1, или охватывающего колеса 3, или за счет одновременной деформации обоих указанных элементов.

Общим в передаче по рис.2.5 со всеми фрикционными передачами является то, что полезная нагрузка передается только за счет сил трения. Здесь они возникают между взаимодействующими винтовыми поверхностями, начальное касание которых ~без нагрузки) происходит в точке. Под нагрузкой, вследствие деформации рабочих тел, касание происходит по площадке значительных размеров. При работе передачи происходит перекатывание рабочих винтовых поверхностей по длине, при этом площадка контакта перемещается от торца к торцу.

Следует отметить, что данная фрикционная передача, несмотря на указанную выше общность принципа работы, обладает новым качественным отличием: в ней автоматически возрастает усилие прижатая при резком увеличении нагрузки. Так, при резком возрастании нагрузки происходит незначительный относительный поворот рабочих тел, в результате которого точка начального контакта перемещается так, что происходит самозатягивание ~самозаклинивание) рабочих тел с увеличением усилия прижатия.

Основные потери в передаче вызываются трением качения, поэтому величина их сравнительно невелика. Вследствие малых потерь предполагается, это фрикционная передача с винтовыми рабочими поверхностями сможет работать и без смазки рабочих тел.

Расчет пе е ачи.

Приняв одинаковую величину коэффициента Пуассона для стали н1= ~2= ~=0,3 и

величину Е~=Е2=Е=2,15'10' МПа, можем записать исходную формулу для условия прочности в

виде

Распознанный текст из изображения:

Обозначив однородные величины с помощью коэффициентов

(2.39)

У„= ~К' ьЫ )3 П ~/вш',О,

запишем формулу проверочного расчета в следующем виде:

< ~Ои1.

~~и ~в'~к'~м~"и

(2 41)

Принимая ан =~он~ и возводя обе части равенства а квадрат, получаем более удобную

формулу проверочного расчета стальных фрикционных передач с винтовыми рабочими

поверхностями:

где Т1 и ~Т~~- соответственно исходный расчетный момент и допускаемый крутящий

момент на ведущем центральном колесе редуктора, Н.м.

При проектировочном расчете удобнее в формулу (2,42) подставить

значение т„= а~, соя,О/~,, и разрешить ее относительно дь мм. В результате получим

(2.43)

где к1 - число винтовых выступов на рабочей поверхности ведущего

колеса редуктора;

р - угол наклона винтовых выступов на начальных цилиндрах.

принятых в расчетной схеме. и коэффициент Кнв, учитывающий минимальное количество

площадок контакта„одновременно находящихся в контакте рабочих тел получим

Распознанный текст из изображения:

Значение Кнг может приниматься таким же, как для зубчатых передач Новикова,

значения й и [ОЯ - такими же, как для фрикционных передач с цилиндрическими рабочими

поверхностями.

Углы наклона винтовых рабочих поверхностей рекомендуется назначать в пределах р

=8...30~. При этом следует иметь в виду, что с уменьшением угла наклона растет нагрузочная

способность передачи, Но одновременно растет и рабочая ширина фрикционных тел,

подсчитываемая по формуле

Коэффициент осевого перекрытия рекомендуется принимать ер =1,05...1,15.

Диаметр начального цилиндра фрикционных тел подсчитывается по формуле

т„г

й~= —"

соз Р'

(2.45)

Для промежуточных тел необходимо назначать четное количество винтовых выступов х

Число винтовых выступов на центральном колесе к~, и охватывающем колесе кз выбирается из

условия сборки ~обычно кратным числу сателлитов 1 ~

(2.46)

где Е - любое целое число.

Числа винтовых выступов на всех телах должны также удовлетворять условию

соосности.

я1п ~Р > д',/2и,,,

где р = г/Й - половина центрального угла между линиями центров соседних сателлитов;

а„-- расстояние между осями вращения солнечного колеса к~ и сателлита л~ .

Уз=2~+22~ ~2.47)

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 х~ и к~ „должно быть выполнено условие соседства сателлитов

Распознанный текст из изображения:

й,2 - диаметр окружности вершин винтовых выступов. Рассмотрим планетарную передачу с более перспективным вариантом, у которого ведущее (солнечное) колесо 1 (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

л' . 22 — 1,5сояф д= — >агсяп '

+

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

(2.48)

~, -1,5 совр' агсяп

+ 2'2

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 Лг, мм, можно подсчитать по формуле (2.23). Подсчитанный таким образом натяг следует распределить между фрикционными тепами так, чтобы реализовать его при сборке. П оекти овочный асчет ( ик ионных пе е ач с винтовыми абочими нове хностями рекомендуется выполнять в следующем порядке.

1. Исходя из исходных данных ( п1, и, Р или Т~)„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 1, расчетным коэффициентом сцепления и и углом наклона винтовых рабочих поверхностей Р'.

4. С целью обеспечения минимальных габаритов передачи назначают минимальную расчетную величину диаметра делительной (начальной) окружности солнечного (ведушего)

1 1 колеса д~ из условия прочности ведущего вала д,~, принимая д1 =дв~. Поскольку ведущий

20

Распознанный текст из изображения:

Здесь величина крутящего момента принята максимальной - с учетом возможной

перегрузки, соответствующей коэффициенту запаса сцепления

Т,,„=Т, К,,„,

(2.50)

Величину допускаемых касательных напряжений определяют по формуле

Н=

Ь 1табл

К

Коэффициенты концентрации касательных напряжений К~ можно принять, как для эвольвентных шлиц. При этом значения Кт получаются несколько завьппенными, что идет в запас прочности.

5. Затем подсчитывается условная величина "эквивалентного объема" «3~, мм', ведущего колеса 1 по зависимости, полученной из формулы (2.42):

(2.51)

6. С учетом подсчитанных значений д,1 и

Ц~ находят расчетную величину

нормального модуля т„, мм„

1

(2.52)

и округляют ее до ближайшего стандартного значения пт„.

7. Находят расчетное число винтовых выступов ведущего колеса г1,

~1' = а1'СОЯ ф/И„.

Округляя ~1' до целого числа, кратного числу сателлитов 1, принимают окончательную

величину к1. Минимальное число выступов для таких передач х,„1„= 6. Находят число выступов

на охватывающем (коронном) колесе хз и сателлитах хз в планетарной передаче:

(2.54)

вал в таких передачах изгибающим моментом обычно не нагружен и работает только на

кручение, целесообразно использовать более точную зависимость:

Распознанный текст из изображения:

При этом число выступов на сателлитах для обеспечения большей равномерности восприятия усилий прижатия необходимо выдерживать четным, а число выступов к~ и гзкратным 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 1 промежуточных колес, то число винтовых выступов кз и к~ 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 д~, с]~ и Ь по формулам (2.45) и (2.44).

Ширина венца сателлита Ь~ принимается равной расчетной ширине Ь, округленной до целого числа (желательно четного). Ширина солнечного колеса Ь|„и коронного колеса Ь: прижимается при точной сборке одинаковой с Ь~ или на 2...4 мм больше.

Подсчитывают величину диаметра окружности выступов и впадин на охватывающем колесе и силу прижатия рабочих тел Г„, Определяют необходимую высоту сечения Ь охватывающего колеса.

10. Находят радиус нейтральной оси сечения охватывающего колеса К.~ и момент инерции сечения относительно этой оси 3 . Определяют величину натяга рабочих тел Лг 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.

Файл скачан с сайта StudIzba.com

При публикации файла на другом ресурсе, активная гиперссылка на studizba.com обязательна