Планетарные передачи. Схема простейшей двухступенчатой передачи. Кинематический и силовой расчет. Конструирование планетарных передач

Страницы работы

16 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

1. ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Планетарные передачи, схемы которых приведены на рис. 1, широко применяют в машиностроении.

На рис. 1, а дана схема простейшей одноступенчатой передачи с тремя основными звеньями: a, b — центральные колеса, h — водило (основными называют звенья, нагруженные внешними моментами) и сателлиты g. Схемы планетарных передач обозначают по основным звеньям: К — центральное колесо, h — водило, следовательно, схема по рис. 1, а — 2К — h. На схеме также обозначены: ωa и ωh— угловые скорости ведущей шестерни и водила; aω — межосевое расстояние. Для этой схемы передаточное отношение

u = ωa/ωh = 1 + zb/za.

Диапазон передаточных отношений u = 3,15...8; КПД передачи η = 0,96...0,98.

На рис. 1, б приведена схема двухступенчатой планетарной передачи, состоящей из двух последовательно соединенных передач первой схемы. Передаточное отношение

u = ωa2/ ωh2 = (1 + zb1/za1)(l + zb2/za2) = 10... 125.

КПД передачи η = η1 η2 = 0,92...0,96.

На рис. 1, в приведена схема простейшей двухступенчатой передачи h с двухвенцовым сателлитом. Зубчатые венцы сателлита обозначены g и f. Передаточное отношение

u = ωa/ωh = 1 + zbzg/(zfza) = 10...16.

Здесь za, zb, zg, zf — числа зубьев колес a, b, g и f. КПД передачи η = 0,95...0,97.

Рис. 14.1

1.1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Передаточное отношение и передачи является исходной величиной. При кинематическом расчете выполняют подбор чисел зубьев колес. Чтобы не было подрезания ножки зуба центральной ведущей шестерни, число ее зубьев za ≥ 12. Обычно принимают za = 24 при Н ≤ 350 НВ; za = 21 при Н ≤ 52 HRCэ и za = 18 при Н > 52 HRCэ. Подбор чисел зубьев других колес выполняют с учетом трех условий: соосности, сборки и соседства.

Ниже приведен кинематический расчет планетарной передачи с прямозубыми колесами.

Схемы по рис. 1, а, б. Принимают по приведенным выше рекомендациям za. Затем определяют

zb = zad(u—1)

и предварительно

zg= 0,5(zbza).

Схема по рис. 1, в. Принимают za. Затем определяют

zb = za(u- l)/c, где с принимают в зависимости от передаточного отношения

и………….10        12        14         16

с………….1,4       1,3       1,6        1,8

Число зубьев zb после вычисления округляют до целого числа, кратного числу сателлитов. Уточняют коэффициент

с = (u—1)za/zb.

Затем предварительно определяют

zf = (zbza)/(c + 1) И zg = czf

Для любой схемы полученные расчетом числа зубьев округляют до целых чисел. Далее определяют коэффициент В:

В = 1000xсум/(za + zg), где xсум = x1 + x2.

По номограмме (рис. 2) находят угол αw зацепления передачи.

Так как силовой расчет еще не выполнен и модули передач неизвестны, то для схемы на рис. 1, в принимают модули обеих ступеней одинаковыми.

После этого уточняют числа зубьев колес планетарных передач по условиям соосности и сборки.

Схемы по рис. 1, а, б. Условие соосности

(za + zg)cosαwa = (zbzg)cosαwb, где αwa и αwb — углы зацепления передачи внешнего (индекс «а») и внутреннего (индекс «b») зацепления. Из этого условия

zg = (zb/cosαwbza/cosαwa)cosαwa cosαwb/(cosαwa + cosαwb).

Условие сборки передачи: (za + zb)/nw = γ, где nw — число сателлитов, обычно равно трем; γ — любое целое число.

Схема по рис. 1, в. Условие соосности

(za + zg)/cosαwa = (zbzf)/соsαwb.

Откуда

zf = (zb/cosαwbza/cosαwa)/(c/cosαwa + 1/соsαwb); zg= сzf.

Условие сборки передачи: za/nw = γ; zb/nw = γ.

Фактические значения передаточных отношений редукторов не должны отличаться от номинальных более чем на 4 % —для одноступенчатых, 5 % —для двухступенчатых, 6,3 % —для трехступенчатых.

2. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ

Первые этапы силового расчета планетарных передач (выбор материала и термической обработки, определение допускаемых напряжений) выполняют гак же, как при расчете цилиндрических зубчатых передач.

Ниже рассмотрены только особенности расчета планетарных передач.

При определении допускаемых напряжений [σ]H, [σ]F коэффициенты долговечности ZN и YN находят по эквивалентным числам циклов нагружения NHE = μHNk и NFE = μFNk соответственно. Число Nk циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы вычисляют при вращении колес только относительно друг друга.

Для центральной шестерни

Nka= 60nwnaLh, где nw — число сателлитов; Lh — суммарное время работы передачи (ресурс), ч; na = (nanh) — относительная частота вращения ведущей центральной шестерни; na и nh — частоты вращения центральной шестерни и водила, мин-1. По na вычисляют окружную скорость, в соответствии с которой назначают степень точности передачи и выбирают коэффициенты КHV, КFV.

Для сателлитов

Nkg = 60nзngLh, где nз — число нагружений зуба за один оборот; ng = naza/zg — относительная частота вращения сателлита. Зуб сателлита за один оборот нагружается дважды: в зацеплении с колесами а и b. Однако при определении числа циклов принимают nз = 1. При расчете на контактную прочность учитывают, что чуб сателлита работает с колесами а и b разными боковыми сторонами. При определении для зубьев сателлита допускаемых напряжений изгиба [σ]Fg вводят коэффициент YА, учитывающий двустороннее приложение нагрузки (симметричный цикл нагружения). Значения YА принимают: YА = 0,65; 0,75; 0,9 соответственно

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Конспекты лекций
Размер файла:
776 Kb
Скачали:
0