Дунаев, Леликов_Конструирование узлов и деталей машин_ 2004 (968760), страница 41
Текст из файла (страница 41)
При проектировании упругих элементов этот коэффициент задают в пределах К„= 1,1...1,2. 242 Из условия равновесия системы можно записать закручивающий момент Ту через внешний момент Т, передаваемый всеми промежуточными валами многопоточного соосного редуктора, и коэффициент перегрузки К„соответственно для передачи: двухпоточ ной Тх ( Ки 1 ) Т трехпоточной Т = 4(ʄ— 1)Т(9, (13.1) (13.2) где Т = иТ;, и — передаточное число быстроходной ступени; Т, — вращающий момент на быстроходной центральной шестерне 1 (рис. 13.3).
Тогда необходимая для обеспечения принятого значения К„угловая жесткость упругих элементов для передачи: двухпоточной С < (ʄ— 1) Т(~р трехпоточной С < 4(ʄ— 1) Т((9~р ). Жесткость упругих элементов в зависимости от их конструкции и схемы нагружения определяют методами сопротивления материалов. 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): = К„Т7р. (13.3) 13.2. РАСЧЕТ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ Материалы и допускаемые напряжения. Для илоскихпружин (пластин) используют стальную пружинную термообработанную холоднокатаную ленту (ГОСТ 21996 — 76), а для цилиндрических пружин сжатия — проволоку стальную углеродистую пружинную (ГОСТ 9389 — 75). Подробнее о выборе марки материала и допускаемых напряжений см.
табл. 20.2. В качестве материала торсионных валов назначают стали одной из следующих групп: 1. Хромованадиевая термообработанная сталь марок 60С2ХФА, 50ХГФА. П. а) Углеродистая закаленная в масле сталь марок 60, 65, 70, 85; б) Углеродистая холоднотянутая и коррозионно-стойкая холоднотянутая сталь марок 60, 65, 40Х13, 55ГС, 65Г.
Для этих мате иалов на ис. 13.4 п е ставлены за- Р Р Р д висимости допускаемых напряжений [т] Ь4ц, при кручении для проволоки и прутков в зависимости от их диаметра И. Торсионные валь4 применяют в высоконагруженных многопоточных передачах 400 ответственного назначения.
На рис. 13.5 дана конструктивная схема промежуточной ступени одного потока передачи. Торсионный вал соединяют с валами ко- 8 12 16 20 4 мм Рис. 13.4 243 леса и шестерни шлицевым соединением. В этой схеме обеспечено надежное центрирование зубчатых колес иа валах. Недостаток — увеличенная ширина редуктора, большое число под1пипников. Диаметр (мм) торсионного вала вычисляют из условия необходимой жесткости: д < 0,454~х1Т где е — число зубьев быстроходного Рис.
13.5 колеса; 1 = (0,9...1,0)1е — длина вала (1е — расстояние между внешними опорами, определяют конструктивно, мм); Ту — закручивающий момент, Н м (формулы 13.1, 13.2). Найденный диаметр торсионного вала проверяют на прочность: т„= 5 10 Т (г)Й < ]т], Ы<06~Р ' Т~~ где 1 = 5...
8 — число рабочих витков пружины; е — число зубьев колеса; Т— закручивающий момент, Н м [формулы (13.1), (13.2)]; и = 4 ... 10 — число пру- жин; а — коэффициент, зависящий от числа пружин: и ...............,. 4 5 6 7 8 а .................. 1,74 1,53 1,42 1,37 1,34 е .................. 1,41 1,24 1,15 1,11 1,08 9 10 1,32 1,30 1,07 1,05 где Т, Н. м определяют по формуле 13.3; ~т], МПа — по рис. 13А. Пружины сжатия применяют в средненагруженных многопоточных передачах. На рис.
13.6 показана конструкция сборного зубчатого колеса со встроенными в него цилиндрическими пружинами сжатия 3, опирающимися на сегменты 4. Через эти пружины момент с зубчатого венца 7 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 и ширины зубчатого венца колеса принимают, мм: диаметр окружности, проведенной через точки пересечения осей пружин (рис. 13.6), 4г = (0,7... 0,9) 4; средний диаметр пружины Р = (0,7...0,9)5. Диаметр проволоки пружины определяют из условия обеспечения необходимой жесткости узла, мм: Рис. 13.6 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;3,0;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 = 8КЕЭ((яг) ) < ~т), где à — расчетная нагрузка, Н; Р и 4в мм; ~т~ = (0,7...0,8)~т~нв,а МПа (~т~нв,а— по табл. 20,2). Наиболее часто для пружин сжатия Р7 г) > 4, тогда К = 1 + 1,5г(гР, Расчетная нагрузка Г = 2 10' еТн,,„. ~(дан), где е — коэффициент, зависящий от числа пружин (см. с. 244); 7'„,, — Н.м, определяют по формуле (13.3). Плоские пружины применяют для среднепагружепных многопоточных передач.
На рис. 13.7 дана конструктивная схема колеса со встроенными в него пакетами пластипчатых 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 г)г и ширины 5 колеса принимают, мм: длину пластиныы — 1 = (0,15... 0,25) 4г; ширину пластины В = (0,4... 0,6) 5; диаметр расположения пазов на колесе — И, = (0,7... 0,9) Иг.
245 А — А Рис. 13.7 Толщина пластины иа условия прочности и жесткости 6 < 2 10 Ы "1о~иТт(ЦТи,, ), где а — число зубьев быстроходного колеса; 1и сК, — в мм; 1о1и — в МПа (см. табл. 20.2); моменты Т и Т„,,„. — в Н м 1см. формулы (13.1 — 13.3)]. Найденную толщину согласуют со стандартной, 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; 0,6; 0,7; 0,8; 0,9; 1,0. Число пластин в пакете г = 0,025з1 Т ((4 Ваап), где и = 8... 12 — число пакетов пружин; 4п В, 1, 6 — в мм. Толщина пакета: Я = Ьь. 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, Ь вЂ” центральные колеса, й — водило (основными называют звенья, нагруженные внешними моментами) и сателлиты д'. Схемы планетарных передач обозначают по основным звеньям: К вЂ” центральное колесо, Ь— водило, следовательно, схема по рис. 14.1, а — 2К вЂ” Ь. На схеме также обозначены: ы, и ьь — угловые скорости ведущей шестерни и водила; а — межосевое расстояние.
Для этой схемы передаточное отношение и = ш,~мь —— 1+ г (а,. Диапазон передаточных отношений в = 3,15 ... 8; КПД передачи т1 = = 0,96... 0,98. На рис. 14.1, б приведена схема двухступенчатой планетарной передачи, состоящей из двух последовательно соединенных передач первой схемы. Передаточное отношение " = "'.т/ эьз = 11+ зм/зт И1+ зьз/з з) = 10...125.
КПД передачи т1 = т1ттв = 0,92... 0,96. На рис. 14.1, в приведена схема простейшей двухступенчатой передачи 2К вЂ” Ь с двухвенцовым сателлитом. Зубчатые венцы сателлита обозначены К и 1": Рис. 14.1 247 Передаточное отношение и = я,/ыь =1+с хх/(х г,) =10...16. Здесь з„хи зв, з7 — числа зубьев колес а, Ь, я и Г. КПД передачи ц = = 0,95...0,97. 14,1.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ Передаточное отношение ть передачи является исходной величиной. При кинематическом расчете выполняют подбор чисел зубьев колес. Чтобы не было подрезания ножки зуба центральной ведущей шестерни, число ее зубьев х, > 12. Обычно принимают г, = 24 при Н ( 350 НВ; з, = 21 при Н < 52 НКС и х, = 18 при Н > 52 НКС. Подбор чисел зубьев других колес выполняют с учетом трех условий: соосности, сборка и соседства.
Ниже приведен кинематический расчет планетарной передачи с прямозубыми колесами. Схемы по рис. 14.1, а, б. Принимают по приведенным выше рекомендациям г Затем определяют зь х (о 1) и предварительно а 0,5(хь ха)' Схема по рис. 14.1, в. Принимают г,. Затем определяют хь = за(--1)/с, где с принимают в зависимости от передаточного отношения и....,...,........,...,..........
10 12 14 16 с.....,................................. 1,4 1,5 1,6 1,8 Число зубьев зь после вычисления округляют до целого числа, кратного числу сателлитов. Уточняют коэффициент с = (и — 1)х,/х . Затем предварительно определяют = (з — з,)/(с+1) и зх — — сх . Для любой схемы полученные расчетом числа зубьев округляют до целых чисел. Далее по табл. 14.1 выбирают коэффициенты смещения хь шестерни и хв колеса, определяют коэффициент В: В=1000х, /(х,+х ), где х, =х,+х,.
По номограмме (рис. 14.2) находят угол сь зацепления передачи. 248 Т а б л и ц а 14.1 Значения коэффициентов смещения х, и хт при х, 15 28 34 ха х, х, хт х, хэ х, х, х, хэ 26,0 53,0 13,0 39,0 28' 23'20' 25'50' 29'50' 52,0 12,0 25,0 38,0 23 10' 27'50' 25'40' 23' 51,0 24,0 11,0 37,0 29 40' 22 50' 27'40' 25 ЗО' 50,0 23,0 10,0 36,0 22'40' 29 ЗО' 25 20' 22'ЗО' 22,0 22'20' 27'30' 49,0 9,0 35,0 29 20' 25'1У 48,0 27'20' 21,0 34,0 8,0 22'10' 25 47,0 29 10' 27'10' 7,0 20,0 ЗЗ,О 24'50' 46,0 21'50' 29' 27' 6,0 24'40' 19,0 32,0 21'40' 45,0 21'30' 24'ЗО' 26 50' 28'50' 5,0 18,0 31,0 44,0 21'20' 24'20' 26'40' 4,0 17,0 ЗО,О 28'40' 21'10' 43,0 24'10' 26 ЗО' 29,0 3,0 16,0 28'ЗО' 42,0 26'20' 28,0 15,0 2,0 23'50' 41,0 28'20' 23'40' 26'10' 1,0 14,0 27,0 40,0 28'10' 23'ЗО' 26' 13,0 В 26,0 О В 39,0 Рис.
14.2 249 18 22 28 34 42 50 65 80 100 125 0,30 0,30 0,30 0,30 О,ЗО 0,30 0,30 0,30 0,30 0,61 0,66 0,88 1,03 1,30 1,43 1,69 1,96 2,90 21 20 50' 20'40' 20'ЗО' 20'20' 20'10' 20' о 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 2,32 0,54 0,60 0,40 0,30 0,29 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 0,59 0,48 0,40 0,43 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 1,08 1,33 1,60 1,84 2,04 2,26 2,47 1,01 0,90 0,80 0,83 0,89 0,94 1,00 1,01 1,30 1,58 1,79 1,97 2,22 2,46 Пример.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
