Учебник Леликов и Дунаев (997277), страница 37
Текст из файла (страница 37)
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, о. Условие соосности Условие сборки передачи: (г, +.гь)/п„= у, где п — число сателлитов, обычно равно трем; у — любое целое число. Схема но рис. 14.1, в. Условие соосности (г, + ге)/сова„, = (гь — г)/соаа„,ь. Откуда ~= (»/соз „ь — ~/соха ~~~с/сова + 1/соха ь) ~ = сг~ Условие сборки передачи: ~,/п,„= у; гь/и,„= у.
Фактические значения передаточных отношений редукторов не должны отличаться от номинальных более чем на 4 % — для одноступенчатых, 5 % — для двухступенчатых, б, 3 % — для трехступенчатых. 142. 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 (гл. 2). Ниже рассмотрены только особенности расчета планетарных передач.
При определении допускаемых напряжений ~о1д, (о1г коэффициенты долговечности Ун и Кп находят по эквивалентным числам циклов нагружения Жлл = =и)гЛ~» и Фрл = иЩ соответственно. Число Л~» циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы вычисляка'при вращении колее только относительно друг друга. Для центральной шестерни И~„= б0п„п,'й», где и,„— число сателлитов; Хь — суммарное время работы передачи (ресурс), ч; и,' = (и,— и») — относительная частота вращения ведущей центральной шестерни; и, и и» вЂ” частоты вращения центральной шестерни и водила, мин '.
По и,' вычисляют окружную скорость, в соответствии с которой назначают степень точности передачи и выбирают коэффициенты Хлр, Хр~ Для сателлитов Л~» = бОп,п'4„ где и, — число нагружений зуба за один оборот; и'= и,'4,/~е — 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 прочносп* учитывают, что зуб сателлита работает с колесами а и Ь разными боковыми сторонами. При определении для зубьев сателлита допускааиык напрязаений изгиба [о~р, вводят коэффициент Ул, учитывающий двустороннее приложение нагрузки (сймметричный цикл нагружения).
Значения )л принимают: ~л = О,б5; 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) а„ ~ 450(~Г + 1) "'/ Ч',))а )~ "'еЫн где й = ~е/~е — передаточное число рассчитываемой пары колес; к = 1„1...1,2— коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами; 221 Т1 = Т, — вращающий момент на валу ведущей центральной шестерни, Н.м; и — число сателлитов; у1„— коэффициент ширины венца колеса: уь, = 0,4 при твердости колес Н~ 350 НВ; уь, =0,315 при И'~50НКС,; уь, =0,25 при Н> 50 нас,.
Ширина Ьь центрального колеса Ь; Ьь= уь,а . Ширину Ь венца сателлита принимают на 2...4 мм больше значения Ь~, а ширину Ь, центральной шестерни — Ь =1,1Ь Модуль зацепления т = 2а„/(~+ ~,). Полученный расчетом модуль округляют до ближайшего стандартного значения, а затем уточняют межосевое расстояние а„= т(г, + 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 (~,— ~) и внутреннего (~ —.~) зацеплений, то условие соосности такой передачи (4 + %)т /сова = (хь — 93ть/соьа ь. ф~ Ж~ / ССФФ~щ~ — ~ Ш,~ / СОЛЖ~ с та / СОФКА + т~ / СОЗа~ Ь Здесь число зубьев .1~ = сф Иногда, для выполнения условия соосности, удобно одну передачу вьпюлнить косозубой.
Условие соосности в этом случае (~, + ~ )т,/(соя~3 сонат„)) = (~ — фт~/соаа„~ Из этого условия вычисляют требуемый угол р наклона зуба. Межосевое расстояние передачи, выполненной по любой схеме, а„= (~, + ~ )т,соих/(2соаЬсови„)). Для всех схем планетарных передач, чтобы зубья сателлитов не задевали друг за друга, производят проверку условия соседства по формуле а„ап(я/л„) > 0,5а где 4„— 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, Подшш1ники качения принимают: для опор центральных валов — шариковые радиальные легкой серии, для опор сателлитов — шариковые или роликовые сферические средней серии. Рис. 14.5 решностей одно из центральных колес делают самоуапанавливающимся (нлавающим,). 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 И~ центральной шестерни. Диаметр муфты д„> д1 + бт; ширина зацепления Ь„= (0,2...0,3)д1, толщина неподвижного колеса 5' = 2,2н1 + 0,05Ьь 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 стопорными 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 от другого на расстоянии Ь = (2,0...2,2)а. Если на 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 грузоподьемности. Концы валов выполняют по любому из вариантов, приведенных на рис, 20.1 и 20.2. Ведущий быстроходный вал получает движение от электродвигателя через соединительную муфту, установленную на конический или цилиндрический 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 225 радиальные сферические шарикоподшипники.
При большой радиальной силе вместо шариковых применяют роликовые сферические подшипники (рис. 14.7). Толшина обода сателлитов, мм: Ю = 2т + 1. Тихоходный вал редуктора выполняют литым из высокопрочного чугуна марки ВЧ50.-2 или ВЧб0-2 за одно целое с водилом (рис. 14.4) или при единичном и мелкосерийном производстве — из стали и соединяют его с водилам сваркой (рис. 14.8, а), посадкой с натягом (рис.
14.8, 6), ыпоночным (рис. 14.8, в) или швицевым соединением (рис. 14.8, г). Р .14В ' Водила выполняют цельными литыми из стали или высокопрочного чугуна, как показано на рис. 14.4, сварными по рис. 14.9 или составными, скрепленными шестью винтами и тремя штифтами (рис. 14.10). 226 Рис, 14.9 В конструкциях, приведенных на рис. 14.4, 14.9 и 14.10, водила установлены в корпусе на двух опорах и оси сателлитов входят в отверстия в двух стенках водила. В последнее время все чаще водила конструируют с одной стенкой, в которой оси сателлитов располагают консольно.
На рис. 14.11 приведена конструкция планетарного редуктора с консольными осями сателлитов. На рис. 14.11, а входной вал соединен с валом электродвигателя соединительной муфтой, а на рис. 14.11, 6 привод осуществляют непосредственно от вала фланцевого электродвигателя. Водила выполняют чаще всего трехрожковыми (рис. 14.12). Удобно в этом случае центральную шестерню устанавливать на ведущем валу с использованием шлицевого или зубчатого соединения (рис.
14.13). Чтобы зта шестерня могла самоустанавливаться, посадки эвольвентного шлицевого соединения должны быль с большим зазором по центрирующей поверхности (типа Н11~И1). Рис. 14.11 Колесо внутреннего зацепления воспринимает значительный вращаюший момент и должно быть прочно связано с корпусом. Для восприятия момента применяют: — приклеиваниеколеса(рис. 14.4) клеемтипазпоксидного(ВК-9,т, = 20 МПа), фенолформальдегидного (ВК-32-200, т, = 30 МПа) и других. Допускаемое напряжение сдвига можно принять И, = с, /Я, где Х= 1,5...3 — коэффициент безопасности.
Посадка в месте сопряжения колеса с корпусом Э...Я9/д9; — шпоночное соединение (рис. 14.б); — фланцевое крепление винтами и штифтами (рис. 14.11); — установку трех по окружности цилиндрических или конических штифтов (рис. 14.14); для выхода воздуха при запрессовке на цилиндрических штифтах снимают «лыску» (сеч.
А — А). Наиболее простое и современное решение — клеевое соединение. Рекомендации по проектированию корпуса и крышек даны в гл. 17. Планетарная передача, вьпюлненная по схеме рис. 14,1, б, отличается от передачи по схеме рис. 14Л, а двумя особенностями: — устройством для передачи момента от водила быстроходной ступени на центральную шестерню тихоходной ступени; Лв — конструкцией корпуса, в котором надо разместить большее число деталей, в том числе два неподвижных колеса внутреннего зацепления. Все остальные элементы планетарного редуктора, как, например, ведущий вал, соединительные муфты, сателлиты, водила, конструируют по тем же рекомендациям, что и элементы редуктора по схеме рис.
14,1, а. Передачу момента от быстроходной к тихоходной ступени осуществляют следующими способами: — зубчатым валом 1, выполненным зацело с центральной ведущей шестерней тихоходной ступени (рис. 14,15); — зубчатой муфтой 1, соединяющей водило быстроходной и ведущую центральную шестерню тихоходной ступени (рис. 14.16, а, б); — плавающим водилом быстроходной ступени, с которым жестко соединена ведущая центральная шестерня тихоходной ступени (рис. 14,17).
В середине корпуса 1ждуктора предусматривают стенку, в которой размещают подшипники водил быстроходной и тиходной ступеней. Рис. 1418 Рис. 14.19 Планетарная передача по схеме рис. 14.1, в отличается от передачи по схеме рис. 14.1, и тем, что сателлиты имеют по два зубчатых венца. Опорами сателлита служат два подшипника, в связи с чем сателлиты не могут самоустанавливаться по центральным колесам.
Для уменьшения концентрации нагрузки по длине зуба центральную ведущую шестерню г, выполняют с бочкообразными зубьями (рис. 14.18), а колесо с внутренними зубьями — плавающим. В зависимости от расположения деталей планетарной передачи в корпусе соединение плавающего колеса ~~ с другими деталями осуществляют по одному -из вариантов рис, 14.19, а — г. Остальные элементы конструкции планетарной передачи вьпюлняют по тем же рекомендациям, как и для передач по схеме рис.
14.1, и. Варианты исполнения опор сателишпое приведены на рис. 14.20. Наиболее простое исполнение приведено на рис. 14.20, п. Вместо шариковых радиальных подшипников могут быть применены радиальные двухрядные сферические шариковые или роликовые подшипники (рис. 14.20, б, в). В опорах сателлитов применяют также конические роликоподшипники, но значительно реже, так как для их регулирования требуется разборка узла. Если приведенные на рис. 14.20 подшипники не удается вписать в сателлиты, то применяют подшипники игольчатые (рис. 14.21, а) или скольжения (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
