Егоров О.С., Подураев Ю.В. - Мехатронные модули. Расчет и конструирование (1053456), страница 25
Текст из файла (страница 25)
4.5): А,А, М М.М" И- И'" И М хГ 11г у " ~~„, ул Для планетарных передач (рис. 4.6...4.8): А,А М И' М" И" ° И М" М' 1у х1, „у ~„, )ул й1л' В результате получим несколько комбинаций сомножителей. Выбирая любую комбинацию можно записать: для передачи (рис. 4.5) для передач (рис. 4.6...4.8) А.А, М" М' ААг М" М' А,Аг Ф7" Ж'" ' А 1 )уг Откуда получим: '42 м )АЗ ™ А, =М";Аг =М'1 Аз = )Ч'"; Аз = У"' А, = )У "; Аг = )У"'; Ан Ат и Ан Аг, Аг, Аз соответст- можно найти значения чисел зубь- их передач.
Подставляя значения венно в формулы (4.37) и ев зубчатых колес соответ Аз Аз, (4.38)„ ствующ 146 (г, = А,(Аз + А1.). К„гг = Аг(А, + А,). К; =А,(А,ЯАг),К. г,=А(А,+А,).К, где верхние знаки — лля рис. 4.6, нижние — для рис. 4.7 и 4.8; А,— ~'-й сомножитель, пропорциональный числу зубьев г; ьго колеса; К вЂ” коэффициент кратности. Для нахождения А; необходимо для планетарной передачи (рис. 4.5) из выражения ее передаточного отношения (табл.
4.12) найти значение дроби: Так как комбинаций сомножителей может быть много, то и возможных вариантов нахождения чисел зубьев колес также может быть довольно большое количество. Проверка условия сборки: для передачи (рис. 4.5) для передач (рис. 4.6...4.8) , яр) г1 ™~н (!+ СП) = т; 3)( ) С С' "ю где С вЂ” число сателлитов; П вЂ” число полных поворотов водила„т— целое число. Проверка условия соседства: ~"2'1~ - ') ' С где знак плюс — для внешнего зацепления колес 1 и 2, знак минус — для внутреннего зацепления этих же колес. Если в планетарной передаче г, > г,„то принимают гс = г,; если гз к г~ то гс = хг В случае невыполнения какого-либо условия, необходимо рассмотреть другую комбинацию сомножителей и повторить расчет.
Реальное передаточное отношение и определяют по соответствующим формулам (табл. 4.12). Отклонение передаточного отношения 6и вычисляют аналогично расчету предыдушей планетарной передачи. Для планетарных передач (рис. 4.10 и 4.!1) передаточное отношение равно: 4!=- ', 1- -= Задаваясь числом зубьев одного из колес, можно найти число зубьев другого колеса.
Проверку по условиям соосности, сборки, соседства не проводят. Для планетарной 'передачи (рис. 4.9) расчет чисел зубьев зубчатых колес при выбранном числе С сателлитов и зубьев г~ колеса ! (или гз колеса 2) (желательно кратном С) и условиях г„> г„г, > ~г,~, > г, проводят с использованием табл.
4.14 по максимальному передаточному отношению яым,„(или пы „„), с использованием условий: ~з .лх — кап,„или. <яп ... !47 Т а б л и ц а 4.14 Максимальные передаточные отаошення ступеней планетарной передачи ЗК Откуда находят число зубьев колеса 3 (или колеса 1): 43 к "и или г,> — 2 —, н3 2 ~пах Для второго случая, когда задано гн необходимо определить число зубьев колеса 3: аз =г1+2г . Для обоих случаев, число зубьев гз желательно принимать кратным числу сателлитов С. Проверка условия сборки: ~~+2~21+12 ~ь! т С, С. где  — ближайшее к величине — ' большее целое число. Значение С Д выбирают из ряда 0,1,2,...,л целых чисел, если — ' не равно целому числу и из ряда 1,2,3,...,л целых чисел, если — ' равно целому С числу. Число зубьев колеса гт для первого случая находят из условия соос ности: ~3 1 2 Проверка условия соседства: 148 й '~" '"~"" с Передаточные отношения отдельных ступеней: = Г3.
«~3 = «43 = «~4 «23 =— ~ь . Число зубьев колеса 4: <4 = «42' Необходимо принять га < Г3 и уточнить передаточное отношение: т4 43 +х2 «4Г = 24 Число зубьев колеса 2': Г2' 44 «42' Принимают Г2. < Г2. Реальное передаточное отношение планетарной передачи определяют в виде: (31 1+ «!3 «44р = 1 — «3 Погрешность передаточного отношения,' %: «Р1 «1'1 Ьи = — 'У-1~ — ' 100 ~~ли~, «34 Если условие не выполняется и погрешность передаточного отношения Ди отрицательная, то необходимо, число зубьев г4 КОЛЕ- са 4 уменьшить на 1,2,3,; зуба, а число зубьев г2.
колеса 2' оставить без изменений и снова вычислить и„,, г2„24„, и ои, добиваясь 13) выполнения данного условия. При положительной погрешности передаточного отношения д«число зубьев г4 колеса 4 остается неизменным, а число зубьев гв колеса 2' необходимо уменьшить на 1,2,3,... зуба и вычислить с„«~41 и 23«, добиваясь выполнения указанного условия. 149 Материалы, применяемые для изготовлевия планетарных передач. Практика эксплуатации силовых зубчатых передач, включая и планетарные, показала, что основными материалами, применяемыми лля изготовления зубчатых колес, являются углеродистые и легированные стали. В табл. 4.1, приведены наиболее часто используемые материалы для изготовления зубчатых колес планетарных передач. Так как зуб солнечного колеса планетарной передачи более часто входит в зацепление, чем зуб сателлита, то при твердости поверхности зубьев сателлита НВя350 твердость поверхности зубьев солнечного колеса назначают на 50...70 единиц выше, чем сателлита.
При твердости поверхности зубьев сателлита НВ)350 твердости солнечного колеса и сателлита назначают одинаковыми. Для изготовления водил также используют стали. Корпуса планетарных передач мехатронных модулей необходимо изготовлять из легких материалов и сплавов.
Геометрический расчет планетарных передач. При проектировании планетарных передач, у которых ведущее солнечное колесо образует с сателлитом внешнее зацепление (рис. 4.4...4.6 и 4.9), определяют делительный диаметр солнечного колеса, как более нагруженного: У =К (4.39) где Ка вспомогательный коэффициент равный для прямозубых колес 1,35, для косозубых колес !,2; Т~ — вращающий момент на солнечном колесе, Н мм; Кс — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами.
При наличии механизма выравнивания нагрузки К=1,1...1,2; при отсутствии — К=1,5...2,0 [32]; С вЂ” число сателлитов; и — передаточное отношение между солнечным колесом и сателлитом (отношение чисел зубьев большего колеса к числу зубьев меньшего). Остальные параметры находят по методике, изложенной в разделе 4.1. При проектировании планетарных передач, у которых ведущее солнечное колесо образует с сателлитом внутреннее зацепление (рис. 4.7, 4.8, 4.10, 4.11), целесообразно определять делительный диаметр сателлита: (4.40) где Тс — вращающий момент на сателлите, Б мм: Тс-Т,.и; 150 щьа — коэффициент ширины зубчатого венца сателлита: Ьс Фы =— сс бс — ширина сателлита. Для однопоточных планетарных передач (рис. 4.8, 4.10, 4.1!) более удобно проектную формулу представить решенной относительно межосевого расстояния корончатого колеса и сателлита.
Величина этого межосевого расстояния является длиной водила. Расчетная формула для определения межосевого расстояния имеет вид: ~йн' " ч ° (4.41) Я~ ь (4.42) М Стандартные значения у~,. '0,1; 0,105; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,40; 0,50; О,БЗ; 0,80. Желательно принимать уь,=0,4 для материалов колес твердостью НВь350, Ч~ь,=0,315 при твердости НКСь50 и уь,=0,25 при твердости НКС>50. Связь между уьа и у~ можно выразить в виде: и — 1 Чы = "Чм.
2 (4.43) Делительный диаметр сателлита находят из условия: 2% ос ж а — 1 (4.44) Модуль зубьев: (, ( т= — ' или т= — ь.. тс 151 где Лн — ллина водила, мм; Х, — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых колес К,=0,85 МПа, для косозубых колес )( ,'/3 К,=0,75 МПа ; и — передаточное отношение рассматриваемой зубчатой пары; х7ь, — коэффициент шнрины зубчатого венца сателлита: При расчете полученное значение модуля зубьев округляют до стандартного (табл. 4.4), уточняют значения делительных диаметров солнечного колеса, сателлита, корончатого колеса: «(« = л«г«' «(с = ~ге' «(к - «лак межосевого расстояния: ФДм - 1) т„ 1(а - 1) (4.45) 2 2 и длины водила (для рис.
4.8, 4.!О, 4.11): Мц л«-д: — ~~. (4.4б) 2 Для зубчатых колес, нарезанных без смещения, диаметры окружностей вершин зубьев равны: солнечного колеса: «1«« = «г«+ 2л«, сателлита: Ы,, = ««, + 2«л, корончатого колеса: И,„ = «(, — 2«л. Диаметры окружностей впадин зубьев: солнечного колеса: «(«« = Н, — 2,5л«, сателлита: ««« = И, — 2,5т, корончатого колеса: «««„° ««х + 2,5л«. Окружная скорость солнечного колеса, м/с: в, «1~ Ы« .л, 2 10' 60 . 10' где «г« вЂ” угловая скорость солнечного колеса, с-', и — частота вра- щения солнечного колеса, об/мин. По значению окружной скорости назначают степень точности планетарной передачи (табл.
4.5), ':5 Для мехатронных модулей рекомендуют б или 7 степени точно- сти планетарных передач. Проверочные расчеты зубчатых колес иа выносливость и при пе- регрузках. Проверку зубчатых колес на выносливость проводят по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Условие контактной прочности зубьев зубчатых колес имеет вид; (4.47) 152 Оно отличается от условия контактной прочности зубьев реечной передачи наличием под корнем передаточного отношения.
Поэтому все параметры, входящие в условие прочности зубьев зубчатых колес планетарной передачи, рассчитывают аналогично реечной передаче. Исключение составляет определение коэффициента торцового перекрытия: ['1 1' 1,88 — 3,2~ — ~ — )~ . Р, где 2~ и 22 — числа зубьев соответственно меньшего и большего зубчатых колес рассматриваемой пары. Следует отметить, что вращающий момент Т, входящий в выражение удельной расчетной окружной силы И"но приложен к ведущему зубчатому колесу рассчитываемой пары.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
