Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 37
Текст из файла (страница 37)
Поэтому рекомендуют неглубокое погружение колес в масляную ванну, а при больших скоростях — применять смазку разбрызгиванием или струйную. Потери на трение в зацеплении ф, планетарных передач могут быть как меньше, так и больше, чем в простых передачах. Значение ф, в значительной степени зависит от схемы и параметров передачи. Это является одной из особен- 186 Ийр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 ностей планетарных передач, Экспериментальные значения КПД различных типов передач приведены далее.
Выбор типа планетарной передачи. Существует большое количество различных типов планетарных передач. Их характеристики и анализ можно найти в [331. Здесь даются только основные указания по выбору типа планетарной передачи. Самое широкое применение на практике получила простейшая передача, схема которой изображена на рис. 8.45. Она с успехом иепользуется как для больших, так и для малых мощностей в машиностроении и приборостроении. Наиболее рациональные пределы 4~=3...9.
При этом пж -0,99...0,97 соответственно. Одна из разновидностей этой передачи с двойным сателлитом изображена на рис. 8.48, а. Передача позволяет увеличить передаточное отношение. Здесь ~,"ь = 1+ г,г~/(г, гг); ~ '~»=1+~ ~у/(~ь~~) ) (8.86) Рис. 8.48 Рекомендуют ~.'~=7...16 при т1 и0,99...0,96. Передачу требувтся изготовлять с повышенной точностью, так как два жестко связанных сателлита зацепляются с колесами а и Ь.
Эту передачу применяют значительно реже первой. При больших передаточных отношениях в силовых передачах целесообразно применять двух- и даже трехступенчатые простые передачи (рис. 8.48,б), Здесь ~=~,~2. На рис, 8.48,в изображена схема передачи с двумя внутренними зацеплениями. В этой передаче при движении от Ь к а й. = 1/1'1 — г,=,/(г~г,)~. (8.87) При малой разности в знаменателе передача позволяет получать очень большие передаточные отношения (до 1700). Рациональные значения ~=30...100 при т1=0,8...0,65.
С увеличением г' КПД резко снижается и может быть самоторможение. Эту передачу рекомендуют для кратковременно работающих приводов и маломощных приводов приборов, в которых КПД не имеет решающего значения. 187 Ю+~~=с~ь/2 или г~=(гь )/2 (8.90) симметричного размещения сателлитов требует, г были кратны числу сателлитов С. соседства предусматривает наличие гарантирован- между сателлитами. С помощью рис. 8.45 нетрудно Условие ч1обы г, и Условие ного зазора записать Ьйр:ИгигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 В планетарных передачах находят применение не только цилиндрические, но и конические и даже червячные колеса. Зубья могут быть прямые или косые, с коррекцией и без нее. Расчет на прочность.
Для расчета прочности зубьев планетарных передач используют те же формулы, что и при расчете простых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления; например (см. рис. 8.45), для наружного зацепления — колеса а и я, для внутреннего — колеса я и /з. Так как силы и модули в этих зацеплениях одинаковы (см. рис. 8.46), а внутреннее зацепление по своим свойствам прочнее наружного, то при одинаковых материалах достаточно рассчитывать только зацепление колес а и я. При разных материалах расчет внутреннего зацепления выполняют с целью подбора материала колеса или как проверочный. При расчете на изгиб используют формулу (8.19), Для расчета по контактным напряжениям остаются справедливыми формулы (8.10) и (8.11) с учетом числа сателлитов С и коэффициента Кс неравномерности распределения нагрузки между ними.
Например, формулу (8.11) получим в виде (8.88) ~СнГМы С ~ и ! где С и К, имеют те же значения, что и в формуле (8.80), в соответствии с условием, принятым при выводе формулы (8.10), при расчете пары а — у по формуле (8.88), Для планетарных передач рекомендуют ф„, = Ь„,/Ы, < 0,75. (8.89) Выбор чйсла зубьев. Выбор числа зубьев связан с кинематическим расчетом и обычно предшествует расчету на прочность.
При заданном / числа зубьев определяют предварительно с помощью формул (8.75), (8.86) и (8,87) в зависимости от типа передачи. Полученные значения уточняют по условиям собираемости планетарной передачи. Рассмотрим эти условия на примере передачи на рис. 8;45. Условия соосности или (8,91) 2 (с1„/2+ ф2) яп (я/С) > 2 (1~/2+ т) (г,+г,) яп (и/С) >(г,+2). ЬйрЯКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 Параметры оптимизации планетарной передачи в основном те же, что и у простой зубчатой передачи. Дополнительно рассматривают определение оптимальных чисел зубьев при соблюдении трех условий сборки. Вонросы для самоподготовки 1. Планетарные передачи --устройство и кинематика, оценка и применение. 2, Силы в зацеплении планетарной передачи и особенности расчета на прочность. 3. По каким условиям выбирают числа зубьев колес планетарной передачи? Пример 8.3.
Рассчитать передачу по схеме (см. рис. 8.45) при Р,=25 кВт, л„=960 мин ', !„'„= 5,5; нагрузка близка к постоянной, срок службы длительный. Решение. 1. Принимаем число сателлитов С= 3 и определяем числа зубьев. Выбираем г,=21 и, по формуле (8 75), 2ь=(!ль 1)а =(5 5 1)21=94 5. Принимаем г,=93 по условию симметричного размещения сателлитов. По условию (8.90), и=к /к =36/21 = 1,73; Ы =И~; С=З. Принимаем Ф„,=0,5 1см.
рекомендации — формула (8.89)1. По формуле (8.55) определяем допускаемые контактные напряжения; по табл. 8.9 для материала сателлита, как менее прочного, имеем ~тн!. =2НВ+70=2 250+70=570 МПа; л„=1,1. И далее, 2„=1 — длительно работающая передача, для которой Хне>/1!ц6 [см. формулу (8.61) ). При этом ~о„~ = 570/1,1 = 520 М Па.
По графику рис. 8.15 (кривая 1'), К„= 1,02, Т, = Т„= 130/я) (Р,/и,) =30 25 10~/!я 960)=250 Н м=250 10' Н мм. Подставляя данные в формулу (8.88) Ы',=1,35 ~84 мм, получаем Ь„=Ы,'фм=84 0,5=42 мм; т=Ы,'/г,=84/21=4 мм. По табл 8 1 принимаем т=4 мм. Уточняем: 4„-=21 4=84 мм; И,=36 4=144 мм, Н„=93 4=372 мм; условие соседства: 49,4>44. 3. Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям — формула (8.10) при а =се=20'. Окружная скорость и=яд,л,/60=к 84 10 ~ 960/60=4,2 м/с.
По табл. 8.2 назначаем 8-ю степень точности. По табл. 8.3, Кн„~1,2 и, далее, К„=К„~К„„=1,02' 1,2=1,22.' ~у =(~ь ~а)/2 =(93 2!)/2 = 36. По условию (8.91), (21+ 36) яп (к/3) > (36+ 2) или 49,4> 38, т. е. условие соседства выполняется. Действительное передаточное отношение /„'» — — 1+ г~/г, = 1+ 93/2 ! = 5,44 отличается от заданного не более допускаемых +4'4. 2, Определяем размеры колес пары а — я по контактной прочности— формула (8.88). Выбираем прямозубое зацепление. Назначаем (см. табл, 8.8) сталь 40Х при средней твердости для колеса а 280 НВ, а для сателлита я — 250 НВ. В конструкции предусматриваем плавающим центральное колесо и по рекомендации (8.81) принимаем Кс=1,15.
Для рассматриваемой пары в формуле (8.88) Ийр:ИгигзаиК-от.пагод.ги зозс1т®и1.Ьу ~сд:464840172 По формуле (8 10) с учетом Кс и С имеем он=1,18 — 532МПа-~ст„~=520 МПа 4 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба — формула (8.!9). Рассчитываем зубья сателлита, так как они подвергаются знакопеременным напряжениям По табл. (8 9),<тг!яя=! 8НВ=1,8 250=450 МПа. По формуле (8.67), принимая ьг — — 1,75, У,„=! и У~ =0,7, находим [ог ]=450 0,7/1,75=180 МПа По графику рис 8.!8, при к=О У„,=3,8. По графику рис 8 15 (кривая Г'), Кга —— 1,05. По табл.
8 3, К~„=1,4 и, далее, К =1,05 1,4=1,47. По формуле (8.80), Е,=Е,„=2 250 !О' 1,!5/(84.3)=2282 Н. По формуле (8.19), ~ 8.16. Передача с зацеплением Новикова В 1954 г. в России М. Л. Новиковым было разработано зубчатое зацепление с круговыми профилями зубьев (рис, 3.49). Обладая рядом положительных качеств и в первую очередь повышенной нагрузочной способностью, передачи Новикова получили широкое распространение. В Россииони стандартизованы. Передачи изготовляют общего, 4 и специального назначения. Особенности зацепления. Непрерывность движения прямозубой эвольвентной передачи обеспечивается только при торцовом коэффициенте перекрытия е„>1.
Косозубые эвольвентные передачи имеют два коэффициента перекрытия: торцовый а„и осевой е~. Косозубая передача может работать и при а„=0, если а!! > 1. При этом не обязательны сопряженные профили зубьев. Проиллюстрируем это на рис. 8.50, где тонкими линиями изображено зацепление прямозубой передачи с эвольвентными зубьями. В д.,нный момент в зацеплении находятся две пары зубьев 1 и 2. Точки зацепления а и Ь расположены на линии зацепления А,А2. Эвольвентные профили являются сопряженными, так как контакт этих зубьев сохраняется на всем протяжении активного участка я„линии зацепления.
Напом!, им, что а„=у„/рь. Далее допустим, что у колеса 1 эвольвентные профили заменены круговыми (изображены жирно). При этом дуги окружностей касаются эволь- 190 ог —— 3,8 2282. 1,47/(42 4) =76 МПа <[~„] =180 МПа. Условие прочности соблюдается 5. Все размеры второй пары (сателлит я — колесо Ь) известны Поэтому расчет выполняют в форме проверочного на контактную и изгибную прочность Методика расчета та же, что и для первой пары Особенности расчета указаны выше. Ьйр:/IКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 вент зубьев этого колеса в точках а и а„а радиусы г, меньше радиусов кривизны эвольвент. В момент, когда первая пара кругового зуба колеса 1 и эвольвентного зуба колеса 2 зацепляется в точке и, зацепления второй пары таких зубьев нет. Вторая пара вступит в зацепление только тогда, когда она займет положение первой пары, т.
е. в точке а. При переходе за точку а зацепления снова не будет, между зубьями образуется зазор. Рис, 8,50 Таким образом, зацепление кругового и эвольвенз ного зубьев прямозубой передачи может существовать только в одной точке. Длина существовавшей ранее активной линии зацепления я.
сокращается до нуля (е. = 0). Такие профили называют несопряженными. Прямозубая передача с несопряженными профилями работать не может. Для несопряженных профилей профиль зуба второго колеса не обязательно эвольвен гный. Выполним его также круговым, но вогнутым, с г,, несколько большим, но близким к г, (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
