Учебник Леликов и Дунаев (997277), страница 36
Текст из файла (страница 36)
При работе передачи каждый исток передает часть внешнего момента. Упругий и внешний моменты, алгебраически суммируясь, создают различную нагруженность отдельных потоков, Коэффициент, характеризующий неравномерность нагружения потоков, назовем коэффициентом перегрузки Х„. При проектировании упругих элементов этот коэффициент задают в пределах ~Ц, = 1,1...1,2. Из условия равновесия системы можно записать закручивающий момент Т„ через внешний момент Т, передаваемый всеми промежуточными валами много- 214 поточного соосного редуктора, и коэффициент перегрузки Х„соответственно для передачи: двухпоточной Т„= (Մ— 1) Т; (13.1) трехпоточной Т = 4(Մ— 1)Т/9, (13.2) где Т= иТ1, и — передаточное число быстроходной ступени; Т1 — вращающий момент на быстроходной центральной шестерне 1 (рис.
13.3). Тогда необходимая для обеспечения принятого значения Хп угловая жесткость упругих элементов для передачи: двухпоточной С ~ (Х,— 1) Т/~р трехпоточной С ~ 4(.Ц вЂ” 1) Т/(9ср Д). 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); Т„= Х„т!р. (13.3) 13.2. РАСЧЕТ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ д ~0,45 4~3Ту, 4' В 12 16 20 В,нн где 2 — число зубьев быстроходного колеса; 1=~09...1,0) 4 — длина вала (4 — рассто- 215 Ри. 1ЗЛ Материалы н допускаемые напряжения. Для гиоскик пружин (нласвин) 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. гл. 20, табл. 20.2. В качестве материала 1норсионнмх вааов 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 холоднотянугая сталь марок 60, 65, 40Х13, 55ГС, 65Г, Для этих материалов на рис. 13.4 представлены зависимости допускаемых напряжений И при кручении для проволоки и прутков в зависимости от их диаметра.
Торсиояпые валы применяют в высоконагруженных многопоточных передачах ответственного назначения. На рис. 13.5 дана конструктивная схема промежуточной ступени одного потока передачи. Торсионный вал соединяют с валами колеса и шестерни шлицевым соединением. В этой схеме обеспечено надежное центрирование Ы. ЗубЧатЫХ КОЛЕС На ВаЛаХ.
НодОСтатОК вЂ” И11в увеличенная ширина редуктора, большое ЧИСЛО ПОД1ШППППСОВ. Диаметр (мм) торсионного вала вы- числяют из условия необходимой жесткости1 яние между внешними опорами, определяют конструктивно, мм)> Т вЂ” закручивающий момент, Н.м (формулы 13.1, 13.2).' Найденный диаметр торсионного вала проверяют на прочность: =5 1037' ~Р ~И. где Т, Н.м (определяют по формуле 133); ~т1, МПа — по рис, 13.4. Пружины сжатия применяют в средненагруженных многопоточных передачах. На рис.
13.6 показана конструкция сборного зубчатого колеса со встроенными в него цилиндрическими пруРис. 13.5 жинами сжатия 3, Опирающимися 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 и ширины зубчатого венца колеса принимают, мм: диаметр окружности, проведенной через точки пересечения осей пружин (рис.
13.б), Ы = (0,7...0,9)4; средний диаметр пружины Ю = (0,7...0,9)Ь. Рис. 13.6 21б 4 5 б 1,74 1,53 1,42 1,41 1,24 1,15 7 8 9 10 1,37 1,34 1 32 1,30 111 1,07 107 105 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 8~~~~( 1з) где à — расчетная нагрузка, Н; Ю и Н в мм; И = (0,7...0,8)Ищ~„, МПа (Ипр,д— по табл. 20.2). Наиболее часто для пружин сжатия Ю/а ~ 4, тогда Х= 1 + 1,5фЮ, Расчетная нагрузка Р= 2 ° 10зеТ (сКр), где е — коэффициент, зависящий от числа пружин (см.
выше); Т вЂ” Н м (определяют по формуле 13.3). Плоские пружины применяют для средненагруженных многопоточных пере- дач. 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 а2 и ширины Ь колеса принимают, мм; длину пластины — ! = (0,15...0,25)4; ширину пластины З = (0,4...0,6)Ь; диаметр распо- ложения пазов на колесе — а1 = (0,7...0,9)4. Толщина пластины из условия прочности и жесткости 10 ~Р!б~ и Т/(~ Т ), где ~ — число зубьев быстроходного колеса; 1 и а1 — в мм; 1о1„— в МПа ь 4 (табл.
20.2); моменты Т„и ҄— в Н м (формулы 13.1 — 1 3.3). 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 1 0 025Из Ту/(И21ЗЬзп) где и = 8...12 — число пакетов пружин; И1, З, Г, Ь вЂ” в мм. Толщина пакета: Ю= Ь1'. А Ри .13Л Диаметр проволоки пружины определяют из условия обеспечения необходимой жесткости узла, мм: И с 0,6 аП'1гТУ / (псРр), где 1= 5...8 — число рабочих витков пружины„.
г. — число зубьев колеса; Т— закручивающий момент, Н. м (формулы 13.1, 13.2); п = 4...10 — число пружин.„ а — коэффициент, зависящий от числа пружин: 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, Ь вЂ” водило (основными называют звенья, нагруженные внешними моментами) и сателлиты я. Схемы планетарных передач обозначают по основным звеньям: Х вЂ” центральное колесо, Ь вЂ” водило, следовательно, схема по рис.
14.1, а — 2Х вЂ” Ь. На схеме также обозначены: а, и аь — угловые скорости ведущей шестерни и водила; а,„— межосевое расстояние. Для втой схемы передаточное отношение и = а,/а» = 1 + ~»/~,, Диапазон передаточных отношений и = 3,15...8; КПД передачи т~ = 0,9б...0,98. На рис. 14.1, 6 приведена схема двухступенчатой планетарной передачи, состоящей из двух последовательно соединенных передач первой схемы.
Передаточное отношение и = а,1/а»2 = (1 + 4и/~1)(1 + г»з/~а) = 10... 125. КПД передачи т~ = тщ2 = 0,92...0,96. На рис. 14.1, в приведена схема простейшей двухступенчатой передачи-2Х— Ь с двухвенцовым сателлитом. Зубчатые венцы сателлита обозначены я и Й Передаточное отношение и = а,/а» = 1 + ~»~/(щ) = 10...1б.
Здесь ~ ©, ~, ~~ — числа зубьев колес а, Ь, В и Й КПД передачи т~ = 0,95...0,97. Рис. 14.1 14.1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ Передаточное отношение а передачи является исходной величиной. При кинематическом расчете выполняют подбор чисел зубьев колес. Чтобы не было подрезания ножки зуба центральной ведущей шестерни, число ее зубьев г, .' 12. Обычно принимают г, = 24 при Н ~ 350 НВ; ~, = 21 при Н~ 52 НКС, и В, = 18 при Н> 52 НКС,.
Подбор чисел зубьев других колес выполняют с учетом трех условий: соосиости, сборки и соседство. Ниже приведен кинематический расчет планетарной передачи с прямозубыми колесами. Схемы по рис. 14.1, и, о. Принимают по приведенным выше рекомендациям ~,. Затем определяют и предварительно ~8 = 0,5(га — ~,).
Схема ио рис. 14.1, в. Принимают г,. Затем определяют г = В,(и — 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 ~а после вычисления окрунипот до целого числа, кратного числу сателлитов. Уточняют коэффициент с = (и — '1)гя/~ь.
Затем предварительно определяют Ф= (~ь — 4,)/(с+ 1) и % = с% Для лзобой схемы полученные расчетом числа зубьев округляют до целых чисел. Далее по табл. 14.1 выбирают коэффициенты смещения х1 шестерни и х2 колеса, определяют коэффициент 8, .8 = 1000х /(г, + гВ), где х = х1 + х2, По номограмме (рис. 14.2) находят угол а зацепления передачи. Таблица 14Л Значения в итв еие ения и 12 34 22 28 18 1,01 0,90 0,80 0,83 0,89 0,94 1,00 1,01 1,30 1,58 1,79 1с97 2,22 2,46 18 22 28 34 42 50 65 80 100 125 0,30 0,30 0,30 0,30 0,30 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 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 О,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 1,8О 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 ЗУ,О гз'го' 2ЗЧО' 20* 250 25'40' уг,о 2У'50' П.О ЗУ,Р 22 50' гг'4о' 25'зо' гу 40' 10,0 гз,о 25'20' 22'зо' 22,0 гу'зо 25'Уо' гг'го' ггча' 20 го о,а гу'20' з4,0 25' гг гота' гут г4 50' 21'50' уи г4 40' 21'40' зг,о 2ГЗР' 24'ЗО' 24~гас 24чо' 5,0 гб'50' З1,0 21'го' гуо гб'бои зло 20 40 з,о го за 20'50' г4' 42,0 20'40' г,о 15,0 гб го го'зо' и 0 гз'40' 2З за' 7З,Р в а~ го'го' 00 гбЧОЮ гу,а 2ОЧР' гбза Р Ва зу,а ' Ва Рис.
14.2 Пример. Определить угол зацепления при ге + ге = 1Б + 27 = 45. Решение. Потабл. 14 1 имеем:к1 = 0 4; "о = 1,02 и, следолателъно, кеун = к~ +;ц 0 4+ 1,02 = 1,42. Тогда В = 1000хсун/(ге+ ~) = 1000 ' 1,42/(1Б + 27) = 31,55. По номограмме (рис. 14.2) определяем а~ = 26 55'. е (ге + ~)СОБЯна = (го — ~)СОБГХжо где и„, и гх„,б — углы зацепления передачи внешнего (индекс «ае) и внутреннего (индекс еЬ») зацепления. Из этого условия (ф/СОБ(Хив ~е/СОБИР)СОБГХ~ее СОБГХуб55ЯСОБГХее + СОБГХео). 220 Так как силовой расчет еще не выполнен и модули передач неизвестны, то для схемы на рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
