Дунаев, Леликов_Конструирование узлов и деталей машин_ 2004 (968760), страница 42
Текст из файла (страница 42)
Определить угол зацепления при х, + х, = 18 + 27 = 45. Решение. По табл. 14.1 имеем: хс = 0,4; хг = 1,02 и, следовательно, х, „= хс + хг = 0,4 + + 1,02 = 1,42. Тогда В = 1000хом/(ха + хв) = 1000 1,42/(18 + 27) = 31, 55. По номограмме (рис. 14.2) определяем сх = 26'55'. Так как силовой расчет еще не выполнен и модули передач неизвестны, то для схемы на рис.
14.1, в принимают модули обеих ступеней одинаковыми. После этого уточняют числа зубьев колес планетарных передач по условиям соосности и сборки. Схемы по рис. 14.1, а, б. Условие соосности (ха + гя )/созосша (хг хя)/ созссшБ где сс„„и сс г — углы зацепления передачи внешнего (индекс «аь) и внутреннего (индекс «5ь) зацепления.
Из этого условия х =(гг/созсс г — х,/созсс„,)созо.,созсс г/(совсс„, +созсс„г). Условие сборки передачи: (х, + хг)/и = .ь где п — число сателлитов, обычно равно трем; 1 — любое целое число. Схема по рис. 14.1, в. Условие соосности (х, +х,)/созсс„, =(гг — г1)/созсс и Откуда х7 — — (хг/совсс г — г,/созсх,)/(с/созсс, +1/созос г); х, =сер Условие сборки передачик г«/и = "5 гг/и Фактические значения передаточных отношений редукторов не должны отличаться от номинальных более чем на 4 Ж вЂ” для одноступенчатых, 5 Я вЂ” для двухступенчатых, 6,3 74 — для трехступенчатых. 14.2.
СИЛОВОЙ РАСЧЕТ Первые этапы силового расчета планетарных передач (выбор материала и термической обработки, определение допускаемых напряжений) выполняют так же, как при расчете цилиндрических зубчатых передач (см. гл. 2). Ниже рассмотрены только особенности расчета планетарных передач. При определении допускаемых напряжений [в]л, [в]г коэффициенты долговечности Ян и Ун находят по эквивалентным числам циклов нагружения 1с7не —— = рябь и ДСгв = ргДсг соответственно. Число 1Уг циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы вычисляют при вращении колес только относительно друг друга.
250 Для центральной шестерни Ю„, = 60Ппь7„, где и — число сателлитов; ܄— суммарное время работы передачи (ресурс), ч; и,' = (и, — и„) — относительная частота вращения ведущей центральной шестерни; и, и и„— частоты вращения центральной шестерни и водила, мин '. По и,' вычисляют окружную скорость, в соответствии с которой назначают степень точности передачи и выбирают коэффициенты Кн„, Кг„. Для сателлитов Л„е = 60п„п'7„, где п, — число нагружений зуба за один оборот; и' = п,'г,/зе — 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 напряжений изгиба [о]ге вводят коэффициент Ум учитывающий двустороннее приложение нагрузки (симметричный цикл нагружения). Значения Ул принимают: УА = 0,65; 0,75; 0,9 соответственно для улучшенных, закаленных ТВЧ (или цементованных) и азотированных сталей.
Межосевое расстояние а„, мм, планетарной прямозубой передачи для пары колес внешнего зацепления (центральной шестерни с сателлитом): Кн ~~Ьь а > 450(п'+1) з ~ь и пи(р)л где и' = зе/з, — передаточное число рассчитываемой пары колес; й„= = 1,1...1,2 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами; Т, = Т, — вращающий момент на валу ведущей центральной шестерни, Н м; и„— число сателлитов; ф„— коэффициент ширины венца колеса: фм — — 0,4 при твердости колес Н < 350 НВ; фм — — 0,315 при Н < 50ННС; $м = = 0,25 при Н > 50 НКС.
Ширина Ь~ центрального колеса Ь: Ь~ = фма Ширину Ье венца сателлита принимают на 2... 4 мм больше значения Ьь а ширину Ь, центральной шестерни— Ь,= 1,1Ь Модуль зацепления т = 2а /(ге + г,). Полученный расчетом модуль округляют до ближайшего стандартного значения, а затем уточняют межосевое расстояние а = т(ге + з,)/2. Расчет на изгиб выполняют по формуле для обычных зубчатых передач. Если при силовом расчете передач по схеме рис. 14.1, е приняты разные модУли длЯ пеРедач внешнего (з,— ге) и внУтРеннего (г7 — з~) заЦеплений, то Условие соосности такой передачи (г, + г )т,/созе~, = (г — г )т /сова 251 Откуда гЬГаЬ/СОЗСа Ь гаГПа/Сов оша г сьп /сов о + гпь/созо ь Здесь число зубьев г = сгд Иногда, для выполнения условия соосности, удобно одну передачу выполнить косозубой.
Условие соосности в этом случае (га + гк)ПЬа/(СОБР СОЗСЬюа) (гЬ вЂ” г )ШЬ/СОЗО Из этого условия вычисляют требуемый угол В наклона зуба. Межосевое расстояние передачи, выполненной по любой схеме, а,„= (г, +г,)пьа созга/(2созРсозса„а).
Для всех схем планетарных передач, чтобы зубья сателлитов не задевали друг за друга, производят проверку условия соседства по формуле а„з1п (к/п„) > О, бд,х, где д, — 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 подшипников. Подшипники качения принимают: для опор центральных валов — шариковые радиальные легкой серии, для опор сателлитов — шариковые или роликовые сферические средней серии. Для расчета подшипников качения находят реакции Рн и Р„г опор. Основные расчетные схемы представлены на рис.
14.3. Входной и выходной валы передачи нагружены силой Р, действующей со стороны зацепления, и консольной силой Р, (от муфты, ременной или цепной передачи). Значения Е, принимают по рекомендациям гл. 7 (с. 109). Назначенные подшипники качения рассчитывают на заданный ресурс по действующей на опору реакции (Р„или Е„г). Учитывая наибольшую возможную неравномерность распределения общего момента по потокам, силу Р(Н), действующую на вал со стороны зубчатого зацепления, определяют по формулам: для входного вала (схема рис.
14.3, а) У=0,2 10 Т/й, где Т, — вращающий момент на валу, Н м; д, — делительный диаметр зубьев зубчатой муфты (см. рис. 14.4), мм; для выходного вала (см. рис. 14.3, б, в; 14.4 и 14.11, а) Е = 0 1'10 Ть/а„, 252 а Рнс. 14.3 где Ть — момент на выходном валу (водиле), Н м: Ть = Т, итс а„— межосевое расстояние передачи, мм. Наиболее нагружены подшипники сателлитов: Ргтах 2Р~пщх~ где Р, — окружная сила, Н: Р, = 2 10Ч~Т, 7(п й,). Здесь Т, = Т, — максимальный из длительно действующих (номинальный) вращающий момент на ведущей шестерне, Н м; 4~ — делительный диаметр ведущей шестерни, мм. Эквивалентная радиальная сила для расчета подшипника при типовом переменном режиме нагружения Е гтьх~ где Кл — коэффициент эквивалентности (см. гл.
7, с. 118). Требуемую радиальную динамическую грузоподъемность подшипников сателлитов вычисляют по формуле Ь' и,'л,60 а, в10 лх где Р, = УР„КвКт — эквивалентная радиальная нагрузка, Н, (относительно радиальной нагрузки вращается наружное кольцо); значения коэффициентов Кв, Кт (см. с. 117); Ц,ь — требуемый ресурс подшипника при заданной надежности, ч; и,' = (и, — и„) и л, — относительная частота вращения и число зубьев центральной ведущей шестерни; лл — число зубьев сателлита; а~ — коэффициент надежности (см.
с. 119); а2з — коэффициент условий применения (см. с. 119: для шарикоподшипников сферических двухрядных озз —— 0,5... 0,6, для роликоподшипников сферических двухрядных сов — — 0,3... 0,4); й = 3 — для шариковых и к = 10/3 — для роликовых подшипников. 14.3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ На рис. 14А приведена конструкция планетарного редуктора, выполненного по схеме рис. 14.1, а. При изготовлении деталей возникают погрешности, которые приводят к неравномерному нагружению потоков. Для компенсации этих погрешностей одно из иеитральных колес делают самоустанавлиеающимся (илаеающии).
253 Рис. 14.5 В конструкции по рис. 14.4, а плавающее звено — центральная ведущая шестерня. В радиальном направлении зта 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.
Дели- тельный диаметр зубчатой муфты 2 принимают для простоты изготовления, равным диаметру 4, центральной шестерни. Диаметр муфты д„) 41 + бт; ширина зацепления Ь„= (0,2... 0,3) 4; толщина неподвижного колеса Я = 2,2т + 0,05Ьи где Ь~ — ширина зубчатого венца неподвижного колеса Ь, В тех случаях, когда муфта 2 не встраивается в отверстие водила, внешний диаметр ее уменьшают (рис.
14А, б). На рис. 14.4 ведущий быстроходный вал установлен на шариковых радиальных подшипниках с канавками на наружных кольцах и вставленными в них установочными пружинными кольцами (см. табл. 24.11). 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 от другого на расстоянии Ь = (2,0...
2,2)а. Если па выступающем из корпуса конце вала вместо соединительной муфты установлены шкив ременной передачи или звездочка цепной передачи, целесообразно применение варианта по рис. 14,5, г, в котором правый по схеме подшипник большей грузоподъемности. Чтобы в процессе деформирования многолапчатой шайбы исключить возможность повреждения сепаратора правого (см.
рис. 14.5, а — г) подшипника, для стопорения круглой шлицевой гайки можно использовать герметик Концы валов выполняют по любому из вариантов, приведенных на рис. 20.1 и 20.2. Ведущий быстроходный вал получает движение от злектродвигателя через соединительную муфту, установленную на конический или цилиндрический 255 Рис. 14.6 Рис.
14.7 выступающий конец вала. При конструировании мотор-редуктора зубчатую муфту 1 соединяют с шестерней 2, установленной на валу фланцевого электродвигателя, как показано на рис. 14.6. Для уменьшения концентрации нагрузки надо, чтобы сателлиты самоустанавливались по неподвижному центральному колесу. Для этого можно применять радиальные сферические шарикоподшипники. При большой радиальной силе вместо шариковых применяют роликовые сферические подшипники (рис. 14.7).
Толщина обода сателлитов, мм: Я > 2т + 1. Тихоходный вал редуктора выполняют литым из высокопрочного чугуна марки ВЧ50 или ВЧ60 за одно целое с водилом (см. рис. 14А) или при единич- Рис. 14.8 256 А — А Рис. 14.9 А 1 Б — Б Рис. 14.10 вом и мелкосерийном производстве — из стали и соединяют его с водилом сваркой (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
