П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов-Конструирование узлов и деталей машин (947314), страница 36
Текст из файла (страница 36)
13.1. СИЛОВЫЕ СООТНОШЕНИЯ Примем, что сборку соосной передачи производят поворотом зубчатого колеса 5 (рис. 13.3) относительно шестерни 6 на угол р . Для этого необходимо приложтпь закручиваюший (упругий) момент Т,=, С, где С вЂ” суммарная угловая жесткость упругих элементов, встроенных в один поток. После сборки передачи упругий момент перераспределяется между всеми потоками передачи. При работе передачи каждый поток передает часп* внешнего момента.
Упругий и внешний моменты, алгебранчески суьвтнруясь, создают различную натруженность отдельных потоков. Коэффициент, характеризующий неравномерность натруженна потоков, назовем коэффициентом перегрузки 4,. При проектировании упругих элементов этот коэффициент задают в пределах Из условия равновесия системы можно записать закручивающий момент Т через внешний момент Т, передаваемый всеми промежуточными валами много- 214 Умт.КУГВаУгй-дт.ПаГОд.Ги паточного соосного редуктора, и коэффициент перегрузки Хн соответственно для передачи: двухпоточной Т = (Մ— 1)Т, (13.1) 13.2.
РАСЧЕТ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ Материалы в допускаемые вавряжения. г(згя плоских пружин (наасгпин) используют стальную пружинную термообработанную холоднокатаную ленту (ГОСТ 21996 — 76), а для пвлинлричегхих пружин сзнагннн — проволоку стальную углеродистую пружинную (ГОСТ 9389 — 75). Подробнее о выборе марки материала и допускаемых напряжений см. гл. 20, табл. 20.2. В качестве материала торсионных валов назначают стали одной из следующих групп: 1.
Хромованадиевая термообработанная сталь марок 6ОС2ХФА, 5ОХГФА П. а) Углеродистая закаленная в масле сталь марок 60, 65, 70, 85; б) Углеродистая холоднотянутая и коррозионно-стойкая холоднотянугая сталь марок 60, 65, 4ОХ13, 55ГС, 65Г. Для этих материалов на рис. 13.4 представлены зависимости допуска- емых напряжений К при кручении для проволоки и прутков в зависимости от их диамет1эа. Торсиоввые валы применяют в высоконагруженных многопоточных передачах ответственного назначения. На рис.
13. 5 дана конструктивная схема промежуточн- ойй ступени одного потока передачи. Торсионный вал сседиюпот с валами колеса в шестерни пшицевым соединением. В этой схеме обеспечено надежное центрирование (г), зубчатых колес на валах. Недостаток — Плз УвеличеннаЯ шиРина РедУктоРа, большое ые Х число подшипников. Диаметр (мм) торсионного вала вы- 0 числшот вз условия веобходимои жесткости: а* к 0,45 н~г1Т», н В ~г и гз яма где г — число зубьев быстроходного колеса; 1=ГО,9...1,0) (е — длина вала ()е — рассто- 215 га.
гзл трехпоточной Т„= 4(Ха — 1)Т/9, (1 3.2) где Т= иТО и — передаточное число быстроходной ступени; Т~ — вращающий момент на быстроходной центральной шестерне 1 (рис. 13.3). Тогда необходимая для обеспечения принятого значения Хн угловая жеспсость упругих элементов для передачи: двухпоточной Ся (Մ— Г)Т(р трехпоточной Ся 4(Մ— 1)Т/(9р, „). Жесткость упругих элементов в зависимости от их конструкции и схемы натруженна определяют методами сопротивления мшериалов. Подставляя вместо С зависимость для жесткости конкретного упругого элемента, вычисляют его геометрические размеры. Проверочный расчет упругих элементов на прочность производят по моменту Т (здесь р — число потоков): Т. = Х„~!р.
чют.Кугваргй-дт.пагод.ги ание между внешними опорами „определякл конструктивно, мм); ҄— закручивающий момент, Н.м (формулы 13.1, 13.г). Найденный диаметр торсионного вала проверяют на прочность: т„= 5 10'Т ~43 б [т]. где Т, Н.м (определяют по формуле 13.3); [т], МПа — по рис. 13.4. Пружины сжатия применяют в средненагруженных многопоточных передачах.
На рис. 13.б показана конструкция сборного зубчатого колеса со встроенными в него цилиндрическими пруРис. !ЗЛ жвнами сжатия 3, опираюшимися на сегменты 4. Через эти пружины момент с зубчатого венца 1 передают на ступицу 2 Пружины ставят с предварительным сжатием.
Достоинством этого вида упругих элементов является возможность вписывания в габариты зубчатого колеса, а недостатком — невысокая точность центрирования зубчатого венца: наличие зазора в сопряжении со ступицей снижает точность зацепления. В зависимости от диаметра делительной окружности н ширины зубчатого венца колеса принимают, мм: диаметр окружности, проведенной через точки пересечения осей пружин (рис.
13.б), 4 = (0,7...0,9)4; средний диаметр пружины О = (0,7...0,9)Ь. РИс. 13.б 2!б чют.Кугва3ргй-дт.пагод.ги Диаметр проволоки пружины определяют из условия обеспечения необходимой жесткости узла, мм: б бб ГЖТбб бб, где 1= 5...8 — число рабочих витков пружины; х — число зубьев колеса; ҄— закручивающий момент, Н м (формулы 13.1, 13.2); п = 4...10 — число пружин; а — коэффициент, зависящий от числа пружин: 4 5 6 7 8 9 1О 1,74 1,53 1,42 1,37 1,34 1,32 1,30 1,41 1,24 1,15 1,11 1,07 1,07 1„05 Найденный диаметр проволоки согласуют со стандартным, мм: 0,8; 0,85; 0,9; 1,0;1,1;1,2;1,3;1,4;1,5;1,6;1,7;1,8;2,0;2,2;2,3;2,5;2,8;З,О;3,2;3,4;3,5;3,6; 4,0; 4,5; 5,0; 5,6; 6,0; 6,3; 7; 8.
Условие прочности пружины т = 8 ".Е0/(аб73) я [т], где Р— расчетная нагрузка, Н; 29 и бу в мм; [с] = (0,7...0,8)[т]щ щ МПа (Ищ„— по табл. 20.2). Наиболее часто для пружин сжатия 29/с( л 4, тогда Х= 1 + 1,5бг/Ю. Расчетная нагрузрса Г= 2 103еТ /(йрл), где е — козффнгшент, зависящий от числа пружин (см. выше); т — н и (определяют по формуле 13.3). Плоские пружины применяют для среднеиагруженных многопоточных передач. На рис. 13.7 дана конструктивная схема колеса со встроенными в него пакетами пластинчатых пружин. Условия центрирования зубчатого колеса в этом случае лучше, чем в схеме с пружинами сжатия, но размеры ступицы в осевом направлении увеличены. В зависимости от диаметра с(г и ширины Ь колеса принимают, мм; дЛину пластины — 1= (О 15...0 25)4; ширину пластины 3 = (О 4...0 6)Ь; диаметр расположения пазов на колесе — б71 = (0,7...0,9)бй.
Толщина пластины пз условия прочности и жесткости 73 с2 ° 10 едг[б] и Т„/(б71Т ) где х — число зубьев быстроходного колеса;! и с/1 — в мм; [о]„— в МПа Ь А-А (табл. 20.2); моменты Т„и Т вЂ” в Н. м (формулы 13.1 — 13.3)~. Найденгсуго толщину согласуют со 03андартной, мм: 0,1; 0,12; 0,14, 0,16; 0,18; 0,2; 0,22; 0,25; 0,28; 0,32; 0,4; 0,45; 0,5; 0,55; О,б; 0,7; 0,8; 0,9; 1,0. ; = 0,025 ~3 Т„/(,(г ЩУ) где л = 8...12 — число пакетов пружин; с(ь В, !, 73 — в мм. Толщина пакета: Х= И. Ряс. 13.7 чют.Кугнаьлй-дт.пагод.ги Глава 14 ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ Планетарные передачи, схемы которых приведены на рис.
14.1, широко применяют в машиностроении. На рис. 14.1, а дана схема простейшей одноступенчатой передачи с тремя основными звеньями: а, 6 — центральные колеса, й — водило (основными называют звенья, нагруженнью нешннми моментами) и сателлиты я. Схемы планетарных передач обозначают по основным звеньям: Х вЂ” центральное колесо, й — водило, следовательно, схема по рис.
14.1, а — 2Х вЂ” /ь На схеме также обозначены: в, и вь — утловые скорости ведущей шестерни и водила; а„— межосевое расстояние. Для этой схемы передаточное отношение на/414 = 1 + 28/Х Диапазон передаточных отношений и = 3, 15... 8; КПД передачи И = 0,96...0,98. На рис. 14.1, 6 приведена схема двухступенчатой планетарной передачи, состоящей из двух последовательно соединенных передач первой схемы.
Передаточное отношение в = в. /вм = (1 + Ъ /Хя)(1 + тн/8,2) = 10...1г5. КПД передачи и = 111лз = 0,92...0,96. На рис. 14. 1, а приведена схема простейшей двухступенчатой передачи 2Х— Ь с двухвенцовым сателлитом. Зубчатые венцы сателлита обозначены я и й Передаточное отношение и = 41,/аь = 1 + ты,/(Хд ) = 10...16. Здесь Х,„ть, 88, Х~ — числа зубьев колес а, Ь, д и б КПД передачи И = 0,95...0,97.
Рас. 14.! 218 Уют.Кугваугй-б)т.пагоб).ги 14.1. КИНЕМАТИЧЕСКИИ РАСЧЕТ Передаточное отношение и передачи является исходной величиной. При кинематическом расчете выполняют подбор чисел зубьев колес. Чтобы не было подрезания ножки зуба центральной ведущей шестерни, число ее зубьев се ~ 12. Обычно принимают 2„= 24 при гг" я 35О НВ; г„= 21 при гг"б 52 НВС, и г., = 18 при 22" > 52 НЕС,.
Подбор чисел зубьев других колес выполняют с учетом трех условий: совсивсти, сборки и соседства. Ниже приведен кинематический расчет планетарной передачи с прямозубыми колесами. Схемы по рис. 14.1, а, б. Принимают по приведенным выше рекомендациям 2,. Затем определяют и предварительно г,=О,5(~ ~,). Схема по рис. 14.1, в. Принимают г,. Затем определяют га = 8,(и — 1 )/с, где с принимают в зависимости от передаточного отношения !О 12 14 16 1,4 1,5 1,6 1,8 Число зубьев га после вычисления округляют до целого числа, кратного числу сателлитов. Уточняют коэффициент с = (и — 1)6,/26.
Затем предварительно определяют ге= (га — г,)/(с+ 1) и ге = с~ Дла любой схемы полученные расчетом числа зубьев округляют до целых чисел. Далее по табл. 14.! выбирают коэффициенты смещения х! шестерни и 22 колеса, определяют коэффициент 22: З = 1ОООз~зее/(ге + Гв)е тле Хезн Хз + Х2. По номограмме (рис. 14.2) находят угол Ф„зацепления передачи. Таблица !4! ее Знечннп 5 22 З4 елена е еннл л н н 28 !8 и 18 22 28 34 42 о,за 0,30 0,30 0,30 0,30 219 50 0,30 65 0,30 ! 80 0,30 100 0,30 125 0,61 0,66 0,88 1,03 1,ЗО 1,43 1,69 1,96 2,90 0,34 0,38 0,26 0,13 0,20 0,25 0,26 0,30 0,36 0,64 0,75 1,04 1,42 1„53 1,65 1,87 2,14 г,зг 0,54 0,60 0,40 0,30 О„Ж 0,32 0,41 0,48 0,52 0,54 0,64 1,02 1,30 1,48 1,63 1,89 2,08 2,31 0,68 0,93 0,48 0,40 О,4З 0,53 0,61 0,65 0,75 0,68 0,94 1,20 1,48 1,60 1,80 1,99 2,19 2,43 0,86 0,80 0,72 0,64 0,70 0,75 0,80 0,83 0,86 з,оа 1,33 1,60 1,84 2,04 2,26 2,47 1,01 0,90 0,80 о,аз 0,89 0,94 1,00 1,01 1,30 1,58 1,79 1,97 2,22 2,46 гР/гРт.Кугва)/гй-дт.пагод.ги ДО гз'га' 25 50' 25.0 20 За' гг.о гз'га 21'50' 25'еп' ЦО 24,0 Зг,а ггтп' 25'За' гт'еп' гао ю,о 2З,О гнео' Зб,а и'го' 22'За' 22,0 гз'10' яо Зз,а гг'гп' гг'га' еда 0,0 гт го 21,0 зе,о 25'гд' гт ю го,о ге и' г1'и' 320 б,а но гп г1 оп 21'За' ге'зо' з,а 2бто ' ю'го' По 21'1О' 2б'Еа' ге'и' гб,а М'ЗО' ге,о ег,о и'го 20,0 ее о 2070 10 гб'и' 210 зло ва гб,п 'Вх Рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
