Файл: База ДМиОК ч-2.doc

Межосевое расстояние для прямозубой передачи определить по формуле и согласовать с ГОСТом. ,

где u^/ = Z₂ / Z₁ ^, К_с = 1,1…1,2 - неравномерность распределения нагрузки между сателлитами,

Т₁- момент на центральной шестерни, Н.мм,

= 0,5 – 0,4 – коэффициент ширины венца колеса.

Ширина колеса на корпусе - b = .

Делительный диаметр ведущей шестерни равен

d₁ = 2/u^/ + 1.

Модуль зацепления равен m = d₁ / Z₁.

Значение модуля округляют до стандартной величины и уточняют следующие параметры:

Z₁ = 2/m (u^/ + 1), Z₂ = Z₁ u^/, Z₃ =Z₁ + 2 Z₂ .

Числа зубьев колес определяют исходя из заданного передаточного отношения и требуемых габаритов. При известном передаточном отношении задаются числом зубьев ведущей шестерни и определяют числа зубьев остальных колес по приведенным выше соотношениям.

Полученные значения корректируют с учетом следующих требований:

из условия соосности, по которому межосевые расстояния зубчатых пар с внешним и внутренним зацеплениями должны быть раны -

z_q = 0,5 (z_b – z_a);

из условия собираемости, которое требует, чтобы в зацеплениях центральных колес с сателлитами имело место совпадение зубьев со впадинами для обеспечения возможности сборки передачи. Условие имеет следующий вид:

из условия соседства, по которому требуется, чтобы сателлиты при вращении не задевали поверхностями зубьев друг друга. Для этого необходимо, чтобы сумма радиусов вершин зубьев соседних сателлитов была меньше расстояния между их осями, т.е соблюдалось неравенство z_q + 2 < (z_a + z_q) sin  /c, где с - число сателлитов.

При необходимости проводят корректировку найденных чисел зубьев для обеспечения выполнения указанных выше условий.

Усилия в планетарных передачах можно определить в соответствии с рис. 3.26. Из условия равновесия сателлита получают следующие соотношения:

Здесь F_ta, F_tb, F_th - окружные усилия на соответствующих колесах и водиле;

T₁ - крутящий момент, передаваемый шестерней I;

d_w1 - начальный диаметр шестерни;

c - число сателлитов;

Рис. 3.25 Двухступенчатый Рис. 3.26. Усилия в

планетарный редуктор планетарной передаче

Нагрузки на зубья колес уменьшаются пропорционально количеству сателлитов. При симметричном расположении сателлитов входные и выходные валы нагружены только крутящим моментом, а опоры разгружены от радиальных нагрузок.

Поскольку нагрузки на зубья уменьшаются пропорционально числу сателлитов, то в формулы для напряжений вводят сомножитель .

Расчет зубьев планетарных передач на изгибную и контактную выносливость выполняют по формулам для цилиндрических колес. При этих расчетах должны выполняться условия . Допускаемые напряжения определяют с учетом заданного графика работы механизма

Смазка зубчатых колёс планетарной передачи проводится путем погружения сателлитов в масляную ванну. Однако при больших скоростях вращения вход сателлитов в масляную ванну сопровождается значительными гидравлическими потерями. В этом случае используют смазку разбрызгиванием или струйным поли­вом.

Контрольные вопросы

1. Какая зубчатая передача называется планетарной, принцип ее работы , назначение и устройство ?

2. В каком случае планетарная передача называется дифференциалом ?

3. Каковы преимущества и недостатки планетарных передач ?

4. Какой принцип применяют при выводе формулы для определения передаточного

отношения планетарной передачи ?

5. В чем заключаются условия соосности, сборки и соседства планетарных передач ?

3.2.6. Принципы конструирования редукторов

Цель - изучение области применения механических передач вращательного движения в различных механизмах, выполняемые ими функции, определение основных параметров, усвоение требований при проектировании и изготовлении корпусных деталей, валов и зубчатых колес, а также особенности системы смазки и способы регулировки зацеплений.

Зубчатыми редукторами называют механизмы, выполненные в виде самостоятельных агрегатов и предназначенные для снижения угловых скоростей и увеличения крутящих моментов на ведомых валах. Находят широкое применение в транспортном машиностроении, станкостроении, в подъемно-транспортном, химическом, металлургическом машиностроении и других областях народного хозяйства.

Схемы наиболее распространенных зубчатых редукторов представлены на рис. 3.27. Если передаточное отношение механизма не превышает и  6,3, то предпочтение следует отдать одноступенчатому редуктору (рис. 3.27, а). При передаточном отношении 6,3...30 (40) предпочтительнее использовать двухступенчатые редукторы (рис. 3.27, б, в). При больших значениях передаточных отношений используются трехступенчатые (рис. 3.27, г) или планетарные редукторы. Передаточные отношения и межосевые расстояния редукторов следует выбирать из стандартных рядов.

Двухступенчатые редукторы вследствие своей простоты нашли наибольшее распространение. Однако несимметричное расположение колес на валах этих редукторов приводит к концентрации нагрузки по длине зуба, что требует установки более жестких валов. Для улучшения работы тихоходной ступени применяют редукторы с раздвоенной быстроходной ступенью. При этом колеса быстроходной ступени делают косозубыми, причем одну пару - правой, а другую - левой для уравновешивания осевых усилий. Для уменьшения габаритных размеров используют соосные редукторы (рис. 3.27, в). При необходимости получения пересекающихся валов используют конические редукторы (рис. 3.27, е). Если передаточные отношения невелики (и· < 6,3) используют одноступенчатые редукторы, а при больших значениях передаточных отношений применяют коническо -цилиндрические (рис.3.27,ж). При этом быстроходная ступень всегда коническая.

Основными условиями при проектировании редукторов общего назначения являются требования минимальности размеров и массы, что достигается оптимальным распределением передаточных отношений по ступеням редуктора и рациональным выбором материалов для зубчатых колес.

Рис. 3.27. Схемы зубчатых редукторов

Для обеспечения примерного равенства диаметров колес тихоход­ной и быстроходной ступеней несоосных редукторов при постоянных режимах работы рекомендуется использовать следующие соотношения для определения

передаточного отношения быстроходной ступени u_Б :

где u - общее передаточное отношение редуктора.

При выборе передаточных отношений отдельных ступеней передачи предпочтение следует отдавать стандартным значениям.

Корпуса редукторов обычно выполняют литыми из серых чугунов марки CЧ15 и CЧ20. При единичном производстве корпуса делают сварными из стали. Толщина стенки чугунных корпусов может быть определена из соотношения

где T_вых - момент на тихоходном валу в Hм.

Толщина крышек подшипниковых узлов - d_кр=0,9d.

Диаметр болтов для крепления крышек подшипниковых опор , а диаметр болтов крепления корпуса редуктора к фундаменту равенd_ф=1,25d. Полученные значения относятся к наружному диаметру резьбы, являются ориентировочными и подлежат округлению по ГОСТам.

При окружных скоростях зубчатых колес v £ 12,5 м/с применяют картерную смазку (окунание в масло, залитое в корпус редуктора). Зубчатые колеса быстроходной ступени рекомендуют погружать· в масло на глубину 2-3 высоты зуба. Тихоходные колеса при необходимости допускается погружать в масло не более чем на 1/3 радиуса зубчатого колеса. Погружение на большую глубину нежелательно, т.к. увеличиваются гидравлические потери и снижается КПД. При высоких окружных скоростях v > 12,5 м/с применяют струйное смазывание зубчатых колес под давлением. При этом в конструкции редуктора предусматривается масляный насос. Для смазки используют жидкие индустриальные масла.

Смазывание подшипников при окружных скоростях колес v > 4 м/с обычно выполняется разбрызгиванием залитого в редуктор масла (картерная смазка) вращающимися зубчатыми колесами. При меньших скоростях колес применяют консистентную смазку (пластичную), закладываемую в подшипниковый узел, который в данном случае должен иметь уплотнение со стороны внутренней полости редуктора. При струйном смазывании колес приме­няют принудительное смазывание подшипников от общей масляной системы.