kursovoe_proektirovanie (514469), страница 38
Текст из файла (страница 38)
— целое число; р=0, 1, 2, 3, ... — целое число. Выполнение перечисленных выше ограничений наиболее просто можно реализовать для однорядной схемы, изображенной на рис. 7.1, ьз методом перебора вариантов и их анализа. 259 схема а: ги- — г,1-г г=т т-г ъ схема гл гв — — т„+та=ты+г 1. 5. При расположении сателлитов в одной плоскости, т.
е. без смещения в осевом направлении, соседние сателлиты должны быть расположены с таким окружным шагом, чтобы' между окружностями вершин обеспечивался гарантированный зазор (условие соседства): 2г нп(л~й) >(4,); Для механизмов, изображенных на рис. 7.1, а, б, его можно конкретизировать в виде следующих неравенств, принимая во внимание ограничение 3 об использовании нулевых колес (Ь," = 1, х= О). Для схем а и б 2(0,5глг, + 0,5тлт,) зш (я/й) > ти(ха + 2), Пример 7.1. Подобрать г,, г, и гг для передачи с и,в — — 5,6, Из соотношения (7.2) и,в -— 1+ '- можно найти требуемое от- 13 ношение чисел зубьев г,/г,=и, — 1=5,6 — 1=4,6.
Число зубьев гг по условию 3 надо выбирать нз ряда г, = 17, 18, 19, 20, ..., а число зубьев гг — вз ряда гз = 85, 86, .... Приняв 18, получают г =(и,н — 1)г =(5,6-1) 18=82,8. При этом требование 1 не выполняется, ибо г не целое чвсло. Приняв г, 20, получают гг=(5,6-1) 20=92, что удовлетворяет требованию 1. Число гг определяют из условия соседства: гз г,+г, г,-гг, или гг — ''=:36.
2 2 Приняв г, =20; г,=36; г,=92, проверюот передачу иа условие 6 сборки без натягов (при к=З; Р=О): г,иц, 20 5,6 112 — '"(1+йр)= — '.' = — =37,333, 5 2 т. е. при выбранных числах зубьев трехсателлитнь2й (к 3) редуктор не удовлетворяет условию сборки без натягов. Увеличивают число сателлитов к 4 и проводят проверку передачи приР=О: гРы 20 5,6 112 (1+йР)= -- — — = — =28= Ц, ь 4 4 получают целое число, т. е.
передача собирается без натагов. Если требование 8= 3 необходимо выполюпь безусловно, то просчитывают другой вариант, например при г, = 30 г,=(и,в-1)г,=46 30=138; гг=(138-30)(2=54, (г,в,в)11=30 5,6/3=56=Ц вЂ” целое число, т. е. условие сборки безусловно вьпюлвлется. В случае двухрядного расположею5я зубчатых колес в передаче простой перебор вариантов становится громоз2пшм. Здесь полезно испольэовать методику выбора чисел зубьев иа основе разложения заданной величины передаточного отношения на ряд сомнолжтелей С,, Сг, С,, С4, которые пропорциональны назначаемым числам зубьев г,.
г,, г,, г4. Это можно записать в виде соотношений: г, - С,92 гг - смг9; г, С,д; г4- С49. Тогда соотношение (7.3) можно записать в следующей форме: '*"=(.Й-1) =,",. Следовательно, сомножителя С,, Сг, Сг, С„должны являться варнантамн разложения известной величины (и$ — 1). Например, 260 еслв и!49= 30, то и! — 1 =29 и варианты разложенвл на сомвожи- тели: С С 29 1 29 2 29 3 29-4 29 5 29 б С Сз 1 1 2 ! 3 1 4 1 5 1 б 1 и т. д. Из этвх комбввацвй следует выбрать такие, которые бы обеспечввали иавболее подходжцую квнематвческую схему пе- редача, напрвмер по крвтерию мвввмальвых размеров в массы зубчатых колес. Этв требованив ковкретвзируютсв в каждом случае с учетом условвй работы передачи.
Напрвмер, длв схемы по рве. 7 1 6 стремлтса принимать Сз/С, и С„/Сз блвзквмв к значению,„~исав=/30= 5,48, т. е. Сз 29 С 5 С, 29 С б — = — в —. — вли — = — и — = —. С, 5 Сз 1 С, б С, 1 Это обуслоалеио тем, что дла этой схемы минимальные габа- рвты мехаввзма соответствуют передачам, колеса которых вме- ют наибольшую разность диаметров колес гз в гз ва сателлвте. Длл схем ва рве. 7.1, и, е отвошевве сомвовжтелей целесообразно првввмать блвзквмв к едввице, вбо прв этом получают минн- мальвые размеры. Так, длв рассмотренного выше врвмера 1 1 з,з... 1 ииз-1 Ю.
зв — = —. зл —. ии, 30 здз ии, ии, 30 ззз СзСз 29 ! 29 2Е з,з, С,С, М1 ЗО.эл Целесообразво преобразовать условие соосвоств (7.7) в более удобвую форму с учетом прввитого разложеввв заданного пе- Редаточного отвошенвв ва сомножвтенв С,, Сг, Сз, С4.
Дла нулевых колес в рвань!к модулей в обеих ступевлх условие (7.7) можно запасать в форме соотвошевий между числами зубьев: схема 6: г,+г,= -гз' СХЕМа бт г -гг=г,-гз, (7.10) схема г: гз+гг=гз Так как г =г, (Сг/С,) в гз = г4(Сз/С4), то соотвошеввв (7.10) можно преобразовать а следующве: С,+С С -С, схема 6: г, =г4 — ---; С, С С,-С С -С, схеыа и: г, — = г4— С! С. ' С».~-сэ С»+с» схема г: гэс, с, Этн соотношения будут выполняться, если для чисел зубьев г,. гэ, г, и г4 принять следующие равенства: схема б: .,=,С,(С,-С,); гз = дСэ (С4 — Сз); (7.11) гз =дСз(Сэ + Сз)~ г =дс (С,+С); схема гс ,=дс,(с,-сэ); гз дСз(С4 Сз)» (7.12] гз = дСэ(Сэ- Сэ)' ,=дс,(С,— С,); схема г: г, = дС,(Сэ+ Сз)' гэ = дСэ(Сэ+ Сэ); ( .13) .,=дс,(С,+С,); ,=дс,(С„+С,).' Сомножитель д в соотношениях (7.11) — (7.13) назначают при проверке условия 1 (г — целые числа) и условия сборки (7.9).
Пример 7.2. Для механизма по схеме рис. 7Л, б с и,и=30 выбрана комбинация коэффициентов: С,=5, С =29, С,=1, Сэ 5, тогда г,=д5(5 — 1)=209: гэ=д1(5+29)=34д' гэ=д29(5 — 1)=116д; г =д5(5+29)=170д. Прн д= 1 числа зубьев равны: г, =20; гэ= 116; г,=34; г4- -170. Проверяют на условие сборки йо соотйошению (7.9) при /с = 3 и р=0; гэизи/я=20.30/3=200=Ц вЂ” целое число, т. е. передача собирается без натягов. Уславне соседства нп(л/3) > >(г +2)/(г +гэ) не выполняется, так как 0,8660< <(116+2)/(20+116)=118/136=0,8676, т. е. окружности вершин зубьев соседних сателлитов пересекаются между собой, что недопустимо.
Второй вариант выбора сомножителей: С, =6; Сэ =29; Сз= 1; С =6, тогда г =дб(6 1)=30д'гэ=д1(6+29)=359; г =д29(6-1)=145д; г =дб(6+29)=210д. При д = 1 числа зубьев равны: г, = 30; гэ = 145; гэ = 35; 24 — — 210. 2б2 Условие сборки (7.9) Й=З и р=О: г,и,я/Й=ЗО 30/3=300= =Ц вЂ” целое число, т. е. передача собирается без ватягов. Условие соседства выполняется: 0,866>(145+2)/(30+145)= = 147/175 = 0,840. Сопоставляя эти числовые варванты, приходят к выводу, что первый вариант имеет меньшую сумму (разность) чисел зубьев в каждой ступени по сравнению со вторым вариантом: 1) г, + ах= гх — гэ =20+116= 170 — 34= 136; 2) хэ+хх=их-хэ — — 30+145=210 — 35=175, ио не может быть реализован нз-за невыполнения условна соседства между смежными сателлитамв. Числа зубьев для передачи по рис.
7.1, б назначают аналогично. Для приведенного примера с ив,=30 сомножителя С,=ЗО; Сг— - 29', Сз— - Са— - 1 не дают решения, так как Са — Сэ —— О. Сомйожителй С,=ЗР; С =28; С,=28; Са=29 после подстановки в соотношения (7.12) приводят к следуюшему результату: гг = 9Сг(С4 — Сэ) = 930(29 28) = 930; гэ = 9Сэ(С4 — Сэ) = 928 (29 — 28) = 928; гз = 9Сз(Сз Сз) = 928(30 -28) = 956; гд — — дС~(С, — Сз) = 929(30 — 28) = 958. Коэффициент д назначают по ограничению отсутствна подреза во внутреннем зацеплении: х ~ 85. Прв 9 =2 числа зубьев колес будут следуюшнми: г,=60; х,=56; г,=112; г =116. Разность чисел зубьев колес во внутреннем зацеплений рекомендуется выбирать ие менее 8: х, — г„,>8. В связв с этим дополнительным ограничением следует принять 9=4 и числа зубьев колес: г, =120; ха=112; гэ —- 224; ха=232.
Этв числа зубьев колес удовлетворяют предъявленным к передаче ограинчениям 1, 2„3, 4. Однако условие соседства ие выполняется. Поэтому необходимо рассчитать новый вариант или использовать передачу с одним сателлитом (я= 1), уравновесив его путем установки корректирующей массы на водиле. Прв /с=1 условия 5 в 6 (соседства и сборки без натягов) ие являются ограничениями. После предварительного выбора чисел зубьев определяют межосевое расстояние, равное радиусу водила гн с учетом условий работы передачи, допускаемых напряжений на контактную н изгибную выносливость. Для ориентировочных расчетов можно пользоваться чаетной формулой, если принять Н„=0,315, Яв — — 640 МПа и К, =1,12: где ㄠ— радиус водила планетарного редуктора; иф — пере- 263 даточиое огыошеыые приведевыой плаыстариой пары пры остановленном водиле (и)гс = гг/г,) М, — максимальный круппций момент ыа входном валу колеса г, (определен по максимальному значению суммарного прыведеыного момента на главном валу машаны); /г — число сателлитов.
Знахи: плюс — длв выешыего зацепления, минус — для внутреннего зацепления. С учетом существенного колебания суммарного приведенного момента прнложеыыых к мехаывзму нагрузок его рекомендуется принимать равным (М;8ч), т. е. максимальной велачиые суммарного момента сил сопротивления, приведенного к валу колеса г,. В рассмотренном вьппе варианте планетарной передачи по схеме 7.1, б пра игв — — 30, 2,=30, гг=145, М,=920 Н.м в /с=3 межосевое расстояййе а„определяют по соотйошеныго 1 з/ а =9,54~ — +1) /- — =9,54(4,83+1) / =221,б мм. ~( 30 ) 3(143/30) 1/ 3 4,83 Значение межосевого расстояния уточняют после выбора модуля.
Модуль зубчатых колес: 2а„2. 221Д гы= -= ' =2,53 мм. (1+и",)г, (1+4,83)30 В соответствии со стаыдартвым рядом модулей принимают ш=2,5 мм. Для оленки вариантов и выбора окоычательыого решения можно воспользоваться программами вычислеынй ыа ЭВМ. При этом оценку следует проводить ве только по числу зубьев, но и учитывать модуль передачи, который определяют с учетом передаваемой мощности ы распределеыыа эыергии по потокам за счет нескольяах сателлитов. При проведеваи расчетов по выбору чисел зубьев планетарной передачи с использованием ЭВМ необходимо иметь в виду, что приходится оперировать ие с веществеыыыма, а с целыми числами. Поэтому прнведенаые вьппе соотношения можно представить в ыной форме, если ыа стадии анализа всходных данных выразить заданное передаточное отношение игв в виде отношения -двух пелых засел и, и иг: игв — — и,/иг, а отношение чисел зУбьев гг и гз на блоке сателлита также в выДе отыошеню1 ДвУх целых чйсел Сг и Сз: гг/г, = Сг/С„илы вещественного числа В.
Из условия сборки (7.9) мыогосателлитной планетарной передачи находят пределы изменения целого числа Ц по ограничению на число зубьев г, центрального колеса: по условию отсутствия подреза г, > г, = 17 — для внешних зубьев, г, ~г, . = 85 — для внутренних зубьев, по габаритным соображевиям г, (г, = 50...300 (в зависимости от схемы), т.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
