П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов-Конструирование узлов и деталей машин (947314), страница 37
Текст из файла (страница 37)
14.2 Пример. Определить зтол заЦепления при Ю Е ГО = 18 + 27 = 45. Реюемм.Потабл.!41имеем хг =04 хг = 102и следовательно лети=хе+ и=04+ 102=142. Тогда В= 1000Хт /(Лг+ ГО) = 1000 1,42/(18+ 27) = 31,55. е По номограмме (рис. 14.2) определяем ае = 2б 55'. Так как силовой расчет еще не выполнен и модули передач неизвестны, то мы на рис. 14.1 о принимают модули обеих ступеней одинаковыми. После этого уточюпот числа зубьев колес планетарных передач по уело ВИЯМ соосносги и сборки.
Схемы по рис. 14.1, а, 6. Зтсаоеие соосиосоги (б. + 20)сола = (бь — 20)ссиа ь, где а и а„ь — углы зацепления передачи внешнего (индекс «а») и внутреннего где аааи а ь— (индекс «Ьь) зацепления. Из этого условия го= (гь/союх ь — ге/сова ) о а оах ь/(с + сола ь). 220 г1' гп'50' го'ео' 20'ЗО' га го го'10' .Ф Нд гЗ За ю о гз'ео' чют.Кугвамй-от.пагод.ги Условие сборки переда ос (г, + г»)/и„= у, где и — число сателлитов, обычно равно трем; у — любое целое число. Схема по рис. 14.1, в. Условие соосности (г, + гг)/соза = (㻠— ед/саго». Хг (г»/соавьь — гв/созанч[лс/созанв + 1/сазан»л ге = сх» Условие сборки передачи: т ( и = у; г»/и = у.
Фактические значения передаточных отношений редукторов не должны отличаться от номинальных более чем на 4 % — для одноступенчатых, 5 % — для двухступенчатых, 6, 3 % — для трехступенчатых. 14.2. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ Первые этапы силового расчета планетарных передач (выбор материала и термической обработки, определение допускы чых напряжений) выполшиот так же, как при расчете цилиндрических зубчатых передач (гл.
2). Ниже рассмотрены только особенности расчета планетарных передач. При определении допускаемых напряжений (о)ш (о)г коэффициенты долговечности Яр и ун находят по эквивалентным числам циклов нагружения Л[лх= =]»лЛ[» и Л[гх = ]»гЛ[» соответственно. Число Л/» циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы вычислшот при вращении колес только относшпелыю друг друга.
Ды центральной шестерни Лы 60пн% Хь где и — число сателлитов; Х» — суммарное время работы передачи (ресурс), ч; н,' = (и,— п») — относительная частота вращения ведущей центральной шестерни; н, и и» вЂ” частоты вращения центральной шестерни и водила, мин [. По п,' вычисляют окружную скорость, в соответствии с которой назначают степень точности передачи и выбирают коэффициенты Хлн Хгг. Ды сателлитов ЛГМ= 60п,п *2», где и, — число нагружений зуба за один оборот; и'= и,'г,/уе — относительная частота вращения сателлита.
Зуб сателлита за один оборот нагружается дважды: в зацеплении с колесами а и Ь. Однако при определении числа циклов принимают и, = 1. При расчете на контактную прочность учитывают, что зуб сателлита работает с колесами а и Ь разными боковыми сторонами. При определении для зубьев сателлита допускаемых напрянсений изгиба (о]гг вводят коэффициент ую учитывающий двустороннее приложение нагрузки (сймметричный цикл натруженна).
Значения ул принимают: ул = 0,65; 0,75; 0,9 соответственно для улучшенных, закаленных ТВЧ (или цементованных) и азотированных сталей. Межосевое расстояние планетарной прямозубой передачи для пары колес внешнего зацепления (центральной шестерни с сателлитом) нОн+и 'Г ' ', ел а ч„[а]й где и' = гс!ге — передаточное число рассчитываемой пары колес; Фн = 1,1...1,2— коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами; ]и[ чют.Кугваугй-дт.пагод.ги Ть = Т, — врагцающий момент на валу ведущей центральной шестерни, Н м; л„ вЂ” число сателлитов; рь, — коэффициент ширины венца колеса: уь, = 0,4 при твердости колес /Тк 350 НВ; ч~ьь = 0,315 при /Т< 50НКС,; ч~ь, = 0,25 при Н> 50 НЕС,. Ширина Ьь центрального колеса Ь: Ьь = чц а,.
Ширину Ьв венца сателлита принимают на 2,4 мм больше значения Ьь, а ширину Ь, центральной шестерни Ьа 1~1Ьг Модуль зацепления т = 2а„/(ге+ г,). Полученный расчетом модуль округляют до ближайшего стандартного значения, а затем уточняют межосевое расстояние аа = т(ге+ г,)/2. Расчет на изгиб выполняют по формуле для обычных зубчатых передач, Если при силовом расчете передач по схеме рис. 14.1, в приняты разные модули для передач внешнего (г,— га) и внутреннего (~ ~) зацеплений, то условие соосности такой передачи (г + га)т,/сова„, = (гь — г) ть/ в .„, Откуда гь "Ь ссьа ь а а~а сева а с т, г сова э ть г сава„ь Здесь число зубьев га = сгв Иногда, для выполнения условия соосности, удобно одну передачу выполнить косозубой.
Условие соосности в этом случае (г + гв)т/( Р .) = Ь вЂ” г)т/ ь. Из этого условия вычисляют требуемый угол В наклона зуба. Межосевое расстояние передачи, выполненной по любой схеме, а„= (г, + га)т,сова/(2совбсовсь„,). Для всех схем планетарных передач, чтобы зубья сателлитов не задевали друг за друга, производят проверку условия соседства по формуле а„вш(я/л„) > 0,5ьг где Ы, — диаметр вершин зубьев сателлита. После выполнения расчетов приступают к составлению эскизного проекта редуктора. Определяют предварительные размеры валов, расстояния между деталями, реакции опор и намечают типы и размеры подппшников. Подшипники качения принимают: для опор центральных вазов — шариковые радиальные легкой серии, для опор сателлитов — шариковые или роликовые сферические средней серии.
а) г .вяз чют.Кугваутй-дт.пагод.ги Дяя расчета подшипников качения находят реакции Рн и Ра опор. Основные расчетные схемы представлены на рис. 14.3. Входной н выходной валы передачи нагружены силой Р, действующей со стороны зацепления, и консольной силой Р„(от муфты, ременной или цепной передачи). Значения Р, принимают по рекомендациям гл. 7 (с. 102). Назначенные подшипники качения рассчитывают на заданный ресурс по действующей на опору реакции (Рн или Ра).
Учитывая наибольшую возможную неравномерность распределения общего момента по потокам, силу Р (Щ, действующую на вал со стороны зубчатого зацепления, определяют по формулам: для входного вала (схема рис. 14.3, а) Р= 0,2 10»Т~/т1о где Т~ — 'вращающий момент на валу, Н м; 4 — делнтельный диаметр зубьев зубчатой муфты (см.
рис. 14.4), мм; для выходного вала (схемы на рис. 14.3, б, е, а также рис. 14.4 н 14.11, а) Р= 0,1 ° 10»Т»Уа„, где Т» — момент на выходном валу (водиле), Н.м; Т» = Т~ип; а„— межосевое расстояние передачи, мм. Наиболее нагружены подшипники сателлитов: Р~таах ~ 2Рмпах> где Є— окружная сила, Н: Р» =2 ° 10'lс,„Т~ /(л„т(~). Здесь Т~, = Т~ — максимальный из длительно действующих (номинальный) вращающий момент на ведущей шестерне, Н м; тб — делительный диаметр ведущей шестерни, мм. Эквивалентная радиальная сила для расчета подшипника при типовом переменном режиме натруженна Р = Хкр' где Хк — коэффициент эквивалентности (см.
гл. 7, с. 108). Требуемую радиальную динамическую грузопйкьемность подшипников сателлитов вычисляют по формуле где Р„= РР,ХвХт — эквнвалентнал Радиальнал нагРУзка, Н, Е= 1,2 (относительно радиальной нагрузки вращается наружное кольцо); Е „— требуемый ресурс подшипника при заданной надежности, ч; л,' = (и„— л») и г, — относительная частота вращения и число зубьев центральной ведущей шестерни; гк — число зубьев сателлита; а~ — коэффициент надежности (см. раздел 7.2); атт — коэффициент условий применения (см. раздел 7.2: для шарнкоподшнйннков сферических двухрядных ам = 0,5...0,6, для роликоподшипников сферических двухрядных атз = 0,3...0,4); й = 3 — для шариковых и й = 3,33 — для роликовых подшипников. 14,3. ЕОНСТРУИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ На рис.
14.4 приведена конструкция планетарного редуктора, вьпюлненного по схеме рис. 14.1, а. При изготовлении деталей возникают погрешности, которые приводят к неравномерному нагружению потоков. Для компенсации этих пог- 224 чют.Кугвамй-дт.пагод.ги Рис. 145 решностей адно из центральных колес делауат сал«оустанавлиаающиисл (нлаеающил«). В конструкции по рис. 14.4, а плавающее звено — центральная ведущая шестерня. В радиальном направлении эта шестерня самоустанавливается по сателлитам. В осевом направлении шестерню фиксируют с одной стороны торцом штыря 1, а с другой — зубчатой муфтой 2 с установленными в ней пружинными кольцами 3.
Делительный диаметр зубчатой муфты 2 принимают, для простоты изготовления, равным диаметру аУ1 центральной шестерни. Диаметр муфты Ы„Л С11 + блу; ШИрИНа ЗацЕПЛЕНИя Ьн = (0,2...0,3)С11,. тОЛШИНа НЕПОдВИжНОГО КОЛЕСа Ю= 2,2т + 0,05бь, где Ьь — ширина зубчатого венца неподвижного колеса Ь. В тех случаях, когда муфта 2 не встраивается в отверстие водила, внешний диаметр ее уменьшают (рис. 14.4, 6). На рис.
14.4 ведущий быстроходный вал установлен на шариковых радиальных подшипниках со стопорнымя пружинными кольцами. Подшипники установлены по схеме «врастяжку» (см. рис. 3. 9). Это решение конструктивно наиболее простое. Однако возможны и другие исполнения этого вала. Некоторые из них показаны на рис. 14.5, а — г.
Из условия обеспечения необходимой жесткости вала во всех вариантах подшипники располагают один отдругого на расстоянии Ь = (2 0...2 2)а. Если на конце вала вместо соединительной муфты установлены шкив ременной передачи или звездочка цепной передачи, пелессюбразно применение варианта по рис. 14,5, г, в котором правый по схеме подшипник большей грузоппдъемности. Концы валов выполняют по любому из вариантов, приведенных на рис. 20.1 и 20.2.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
