Ссср в качестве учебного пособия для учащихся машиностроительных специальностей техникумов москва машиностроение 1988 2 ббк 34. 41 К
 Скачать 5.95 Mb.
|
|
§ 5.5. КОНСТРУКЦИИ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ Конструкции планетарных передач зависят от выбранной кинематической схемы, величины передаваемого вращающего момента и срока службы. Для получения меньших габаритов силовые передачи выполняют многопоточными обычно трехпоточными). Следует назначать нечетное число сателлитов для лучшего уравновешивания сил в зацеплениях. Конструкции центральных колес. Для равномерного распределения нагрузки между сателлитами силовых многопоточных передач одно или оба центральных колеса делают самоустанавливающимися (плавающими) (рис. 5.14). В передачах, имеющих большие габариты, плавающим делают оба центральных колеса самоустановка достигается применением зубчатых муфт, соединяющих солнечные колеса сведущим валом или водилом предыдущей ступени, а корончатые колеса с корпусом или замыкающей передачей. В конструкциях на рис. 5.15—5.17 самоустановка достигается применением гибких элементов. На рис. 5.15 солнечное колесо расположено консолыго па длинном гибком валу. На рис. 5.16 в конструкцию корончатого колеса включена гибкая оболочка. На рис. 5.17 сателлит установлен на гибкой оси. Для равномерного распределения нагрузки между сателлитами возможен и другой путь — жесткая установка всех деталей передачи при условии высокой точности их изготовления и монтажа (рис. 5.18). Жесткие корончатые колеса могут быть нарезаны непосредственно на корпусе, запрессованы в корпус или установлены в разъеме фланцев (рис. 5.19). Конструкции сателлитов. Сателлиты обычно делают с внутренней расточкой под подшипники качения. Для самоустановки применяют сферические подшипники. Максимальный диаметр наружного кольца подшипника D max = т (z 7), (5.23) где т — модуль колеса передачи z — число зубьев сателлита. Устанавливать сателлит на двух или трех подшипниках часто приходится для получения заданного срока службы передачи (рис. 5.20). При малых диаметрах сателлитов подшипники устанавливают в щеках водила (рис. 5.20, д) или применяют подшипники без колец. При невозможности обеспечить заданную долговечность подшипниками качения сателлиты устанавливают на подшипниках скольжения. Сателлиты с двумя венцами обычно делают сборными (рис. 5.21), что позволяет уменьшить массу заготовок и сократить время механической обработки. Сдвоенные сателлиты, устанавливаемые в одну передачу, должны иметь одинаковое относительное расположение зубьев венцов. Для этого их собирают в специальных приспособлениях или применяют конструкции, позволяющие устанавливать взаимное расположение венцов при сборке (рис. 5.22). Делать сдвоенные сателлиты одной деталью следует только в тех случаях, когда их диаметры мало отличаются друг от друга. 79 Рис. 5.16. Конструкция корончатого Рис. 5.17. Конструкция сателлита колеса с гибкой оболочкой с гибкой осью Рис. 5.18. Планетарный редуктор по схеме 5 табл. 5.1 с жестко установленными центральными колесами а – кинематическая схема б - общий вид 80 Рис. 5.19. Жесткая установка корончатых колеса- в разьеме фланцев б — запрессовкой в корпус в — нарезанием зу6ьев на корпусе Конструкции водил. Водила одноступенчатых передачи последней ступени многоступенчатых часто делают заодно целое с ведомым валом (см. рис. 5.14). реже - раздельно. Водила первой и промежуточных ступеней многоступенчатых передач, когда не требуется самоустановки, делают заодно целое с солнечным колесом следующей ступени (рис. 5.23). Если солнечное колесо са- моустанавливающееся, то его соединяют с водилом зубчатой муфтой. Для упрощения формы заготовки и механической обработки водила часто делают сборными. 81 Рис. 5.23. Конструкции водила- с консольным расположением осей сателлитов, заготовка поковки, б — оси сателлитов имеют по две опоры, заготовка — поковка в — оси сателлитов имеют по две опоры, заготовка – круглый прокат г — сборная конструкция водила Конструкции корпусов. Корпуса планетарных передач в серийном производстве изготовляют литыми из серого чугуна, алюминиевого сплава или стали корпус редуктора устанавливают на плите или раме на лапах, отливаемых вместе с корпусом (см. рис. 5.14): отдельные части корпуса соединяют фланцами, имеющими центрирующие выступы и проточки стягивают фланцы болтами, винтами или шпильками. Корпуса мотор-редукторов без лап соединяют с электродвигателем и механизмом фланцами с центрирующими выступами и проточками (см. рис. 5.18). Для закрепления строи на корпусе редуктора служат проушины или крюки, отливаемые вместе с корпусом, или предусматривают бобышки с резьбовыми отверстиями для установки грузовых винтов. 82 § 5.6. СМАЗЫВАНИЕ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ В планетарных передачах применяют два способа смазывания окунание колес в масляную ванну и циркуляционный. Первый способ применяется при условии, что окружная скорость сателлита вместе зацепления с корончатым колесом где Н — угловая скорость водила, рад/с: d 3 — диаметр корончатого колеса, мм. Объем масляной ванны в пределах 0,3—0,5 л на 1 кВт передаваемой мощности в редукторах транспортных машин значительно меньше (дол на 1 кВт. При v > 3 мс смазывание подшипников качения сателлитов и центральных колес обеспечивается разбрызгиванием масла. При меньших значениях v для смазывания подшипников применяют пластичные смазочные материалы, закладываемые при сборке в полости подшипников, в которые устанавливают мазеудерживающие шайбы. Для того чтобы продукты износа могли осесгь на дно масляной ванны, расстояние от него до наиболее погруженной вращающейся поверхности должно быть не менее 20 мм, а при значении модуля более 4 мм — порядка 5-8 модулей. Для предотвращения застоя разбрызгиваемого масла в полостях подшипниковых узлов ив колесах с внутренними зубьями необходимо делать дренажные отверстия. Уровень масла проверяют контрольными резьбовыми пробками, устанавливаемыми в корпусе на высотах, соответствующих максимальному и минимальному уровням масла крановыми маслоуказателями, щупами или масло- мерными стеклами. Сливают отработавшее масло через отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Форма дна и расположение отверстия должны обеспечивать полный слив масла. Циркуляционную систему смазывания применяют в редукторах большой мощности, где смазывание окунанием не обеспечивает подвод масла к трущимся поверхностям. В системе смазывания устанавливают в редукторе масляный насос, фильтры, редукционный клапан, холодильники измерительные приборы. Производительность насоса определяют тепловым расчетом редуктора. Ориентировочно принимают ее при v 10 мс – 1 л/мин на 10 мм ширины венца, при v 10 мс - 2 л/мин. Общий объем масла в системе должен быть не менее трехминутного расхода. Масло в зацепление подается форсунками на торны колесили через осевое и радиальные отверстия в солнечном колесе, выходящие во впадины зубьев. Давление масла в системе 0,02-0,15 МПа. Масло к подшипникам сателлитов подается через осевое и радиальные отверстия в водиле и далее через осевое и радиальные отверстия в оси сателлита. 83 Для смазывания планетарных редукторов используют нефтяные масла с присадками, улучшающими их свойства (см. гл. IX, § 9.6). § 5.7. ПРИМЕР РАСЧЕТА ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные вращающий момент на ведомом валу Т Н = 290 Нм частота вращения ведомого вала п Н = 360 об/мин; тип передачи — редуктор с приводом от трехфазного асинхронного четырехполюсного электродвигателя частота вращения ведущего вала (асинхронная) п = 1450 об/мин; срок службы редуктора 5 лет по 300 рабочих дней в году, в одну смену поч. Порядок расчета. (Термины и обозначения такие же, как в гл. III). 1. Определяем передаточное отношение По ГОСТ 2185-66 ближайшее значение i = 4. 2. Выбираем по табл. 5.1 кинематическую схему 1 с передаточным отношением. Принимаем число сателлитов (из условия уравновешивания сил в зацеплении) пс = 3. 4. Выбираем число зубьев солнечного колеса z 1 = 30. 5. Определяем число зубьев сателлита по формуле (5.2) 6. Проверяем выполнение условия вхождения зубьев в зацепление по формуле (5.10) — целое число, условие выполнено. 7. Проверяем выполнение условия соседства по формуле (5.9) Условие выполнено. 8. Определяем число зубьев корончатого колеса из условия соосности по формуле (5.2) 84 9. Выбираем для зубчатых колес сталь 40ХН. улучшенную, средняя твердость НВ 280 (см. табл. 3.3 гл. III); базовое число циклов перемены напряжений по табл. 3.2 гл. III) 10. Определяем рабочее число циклов перемены напряжений для солнечного колеса завесь срок службы t=5•300•8=12•10 3 ч по формуле Здесь п (Н) 1 = п п (3) Н = 1450 360 = 1090 об/мин. Так как N H > N H0 то принимаем коэффициент долговечности K HL = 1 см. пояснение к формуле (3.9)]. Определяем межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом по формуле (5.15) табл. 5.3 входящие в нее величины меют значения а) для передач цилиндрическими прямозубыми колесами Каб) передаточное число в) вращающий момент, Н мм, г) коэффициент концентрации нагрузки по табл. 3.1. гл. КН 1,2; д) расчетное число сателлитов пс = псе) допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) гл. Здесь Н lim b предельное значение контактной выносливости по табл. 3.2, гл. III Коэффициент долговечности К = 1 (см. гл. 11). Коэффициент безопасности Н = 1,1 1,2 для колес из улучшенной стали, принимаем среднее значение Н = 1,15. Коэффициент ширины сателлита принимаем ba = 0,5. После подстановки приведенных величин в формулу (5.15) имеем 85 13. Определяем модуль зацепления на основании формулы (3.14) гл. III 14. Определяем диаметры делительных окружностей колеси ширину, мм 15. Выполняем проверочный расчет зубьев на изгиб по формуле (5.21) табл. 5.3. Последовательность расчета сходна с изложенной выше. Значения коэффициентов определяют по ГОСТ 21354-75 (см. гл. III). Не воспроизводя всех выкладок, приводим результат расчетное напряжение изгиба, МПа Сравним с допускаемым напряжением Условие прочноcти F [ F ] выполнено. Расчет осей и валов выполняют по методике, изложенной в гл. V , подшипники подбирают по указаниям гл. IX. 86 ГЛАВА VI ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ § 6.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ Кинематическая схема волновой передачи показана па рис. 6.1: ведущее звено — генератор деформации h: ведомое — гибкая цилиндрическая оболочка с зубчатым венцом 2, имеющая общую геометрическую ось с жестким корончатым колесом 1 и генератором h. Вращающийся генератор растягивает венец 2 в радиальном направлении, волны деформации бегут по венцу и создают несколько зон зацепления с корончатым колесом 1. Наиболее распространены генераторы, создающие две волны деформации и соответственно две зоны зацепления (см. рис. 6.1). Типовые схемы генераторов показаны на риса двухроликовый, создает две волны деформации б — четырехроликовый, но создает также две волны деформации такие схемы применяют при малых нагрузках и небольших частотах вращения генератора в - многороликовый генератор, создает заданную форму деформации гибкого венца по всему периметру, применяется в передачах большого диаметра г — дисковый генератор, создает две волны деформации в местах прилегания диска к гибкому венцу упругая кривая гибкого венца имеет форму дут окружности д кулачковый генератор. Рис. 6.1. Волновая передача Рис. 6.2. Схемы генераторов волновых передач 87 представляет собой кулачок с надетым на него гибким подшипником такой генератор применяют в передачах любого назначения. Для передачи вращения с гибкого колеса 2 на ведомый вал гибкую оболочку соединяют с фланцем ведомого вала болтами, сваркой или шлицами (рис. 6.3). Зацепление гибкого колеса с жестким в нескольких зонах повышает нагрузочную способность, кинематическую точность и КПД по сравнению с аналогичными показателями планетарных передач. Передаточное отношение волновых передач определяют по таким же формулам, что и для планетарных сведущим водилом Рис. 6.3. Способы крепления гибкой оболочки к ведомому валу а – винтами (болтами, шпильками б – сваркой в – шлицевым соединением где h - генератор волновой деформации (ведущее звено k — ведомое колесо п - неподвижное колесо. Для передачи по рис. 6.1 и схеме 1 табл. 6.1 Собираемость этой волновой передачи обеспечивается выполнением единственного условия — вхождением зубьев гибкого колеса во впадины жесткого во всех зонах зацепления где п- число зон зацепления (волн деформации, создаваемых генератором обычно n w = 2); k - коэффициент кратности k = 1; 2; 3; ... Для снижения напряжения в гибком колесе обычно принимают k = 1. Из формул (6.2) и (6.3) следует Число зубьев гибкого колеса 2 при заданном значении i (3) 1H и выбранных значениях k и n w ) (6.1) (6.2) (6.3) (6.4) 88 89 Интервал значений z 2 от 150 до 600. Число зубьев жесткого колеса Основные кинематические схемы волновых передачи их параметры приведены в табл. 6.1. Наиболее распространена схема 1; на рис. 6.4 показана одна из конструкций такой передачи. В передаче по схеме 2 гибкое колесо 2 — неподвижное, а жесткое колесо 1 вращается. Передаточное отношение Схему а (табл. 6.1 ирис) рационально применять для передачи вращения в герметизированное пространство. Передаточное отношение определяется по формуле (6.7). Волновая передача с двухвенцовой короткой гибкой оболочкой 2 — 2', неподвижным жестким колесом 3 и ведомым жестким колесом 1 показана на рис. 6.6 и на схеме 3 табл. 6.1. Эта передача аналогична планетарной по схеме 3 табл. 5.1. Передаточное отношение В этой передаче условия соосности и вхождения зубьев в зацепление (при равных значениях модулей в обеих парах) определяются одним условием Обозначим разности Из формул (6.8), (6.9) и (6.10) следует (6.5) (6.6) (6.7) (6.9) (6.8) (6.10) (6.11) 90 Рис. 6.4. Мотор-редуктор, выполненный по схеме 1 табл. 6.1.: 1 – неподвижное жесткое колесо 2 – ведомое гибкое колесо h – генератор 91 Рис. 6.5. Мотор-редуктор, выполненный по схеме а табл. 6.1.: 1 – ведомое жесткое колесо 2 – неподвижное гибкое колесо h – дисковый генератор Рис. 6.6. Мотор-редуктор, выполненный по схеме 3 табл. 6.1.: 1 – ведомое жесткое колесо 2 – 2 - короткое гибкое колесо с двумя зубчатыми венцами 3 – неподвижное жесткое колесо h – дисковый генератор В этой формуле величина i (3) 1H содержится в исходных данных, z 2 выбирают в пределах 150-600, значения k и п w приведены в пояснении к формулами. Вычислив по формуле (6.11), определяют числа зубьев остальных колес z 1 = z 2 + п z 2 = z 2 + ; z 3 = z 2 + п . После необходимых округле- ний уточняют передаточное отношение. Если отклонение его от заданного больше допускаемого, то выбирают другое значение z 2 и повторяют расчет. Передача по схеме 3 имеет значительно меньшие осевые габариты по сравнению с другими волновыми передачами, но меньшие значения КПД и нагрузочной способности. Рациональная область применения их - приводы кратковременного включения систем управления с передаточным отношением 300 — 6000. Передачу по схеме 3 можно преобразовать в передачу по схеме 2, сделав равными числа зубьев гибкого венца 2' и неподвижного жесткого корончатого колеса 3 (z 2 = z 3 ). В этом случае вместо зацепления колеси получится шлицевое соединение осевые габариты такой передачи меньше, чему передачи по схеме 2, но КПД и нагрузочная способность ниже. § 6.2. РАСЧЕТ ВОЛНОВОЙ ГУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ Проектировочный расчет начинают с определения чисел зубьев колес, порядок которого для различных схем передач изложен ниже. Далее рассчитывают передачу на прочность и долговечность. Волновые зубчатые передачи обычно выходят из строя из-за износа рабочих поверхностей зубьев или усталостной поломки шбкого колеса. В передачах с кулачковыми генераторами и гибкими подшипниками причинами выхода из строя могут быть усталостные поломки колец подшипника, сепаратора или усталостное выкрашивание поверхностей беговых дорожек-колец и тел качения. В передачах с роликовыми и дисковыми генераторами следует проверять долговечность подшипников качения роликов или дисков. Предварительные значения параметров стального гибкого колеса определяют по эмпирическим формулам делительный диаметр, мм где Т 2 —вращающий момент на ведомом валу, Н мм; толщина гибкого колеса под зубьями, мм, из условия его изгибной прочности внутренний диаметр гибкого колеса, мм где и z 2 - предварительные значения модуля и числа зубьев гибкого колеса Формула (6.14) выведена с учетом большого коэффициента смещения производящего контура, порядка 3 и выше. В случае применения кулачкового генератора с гибким подшипником значение уточняется после выбора подшипников. Наружный диаметр кольца гибкого подшипника выбирают из условия обеспеченности заданой долговечности 14 (6.12) (6.14) (6.15) (6.13) 93 где Т – вращающий момент на гибком колесе, Н мм L h – заданная долговечность, ч n h — частота вращения генератора, об/мин; п — частота вращения ведомого колеса, об мин. При окончательном выборе внутреннего диаметра гибкого колеса принимают По полученному значению внутреннего диаметра гибкого колеса (равному диаметру наружного кольца гибкого подшипника) уточняют значение модуля передачи Окончательно выбирают ближайшее значение по ГОСТ 9563 — 60*. Число зубьев гибкого колеса, соответствующее принятым значениям т и D, Принимают ближайшее меньшее четное значение. Окончательное число зубьев жесткого колеса z 1 = z 2 + kn w (6.17) Далее уточняют передаточное отношение и определяют отклонение его от заданного. Оно должно быть в пределах допускаемого. Определение коэффициентов смещения производящего контура. Для устранения интерференции зубьев гибкого и жесткого колес их нарезают со смещением зуборезного инструмента (производящего контура коэффициент смещения для гибкого колесах для жесткого колесах х – 1 + K w (1 + 5 10 -5 K w z 2 ), где K w – коэффициент радиальной деформации гибкого колеса, w – максимальная радиальная деформация гибкого колеса в рассматриваемом сечении. Размеры колес. Диаметр делительной окружности гибкого колеса d 2 = mz 2 . Диаметр окружности вершин зубьев гибкого колеса ах, где K F – коэффициент головки зуба гибкого колеса. (6.16) (6.18) (6.19) 94 Диаметр окружности впадин зубьев гибкого колесах- ст) где h a0 * - коэффициент высоты головки производящего контура с - коэффициент радиального зазора производящего контура [14]. Ширина зубчатого венна гибкого колеса Диаметр делительной окружности жесткого колеса Диамегр окружности вершин зубьев жесткого колеса Диаметр впадин зубьев жесткого колеса Высота зубьев где а о — межосевое расстояние в станочном зацеплении d a0 — диаметр окружности вершин зубьев долбяка. КПД передачи. Ориентировочные значения КПД и формулы для его определения приведены в табл. 6.1. Проверочный расчет на прочность гибкого колеса Проверка коэффициента запаса по нормальным напряжениям где -1 – предел выносливости материала гибкого колеса при симметричном цикле изгиба k - коэффициент, учитывающий отличие теоретических коэффициентов концентрации от эффективных Значения коэффициента А в зависимости от числа зубьев гибкого колеса z 2 : z 2 …………… 150 200 300 400 500 600 А , МПа. 56,5 57,2 55,5 50,8 45 38,5 (6.21) (6.23) (6.22) 95 6.2. Значения коэффициентов k , и для фрезерованных зубьев в зависимости от предела прочности материала гибкого колеса Коэффициент в , МПА 700 800 900 1000 1200 k 1,49 1,52 1,55 1,58 1,60 ; 0,88 0,85 0,82 0,78 0,72 - коэффициент, учитывающий диаметр колеса ориентировочно принимают = 1,0; — коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Значения см. в табл. 6.2; а — амплитуда цикла нормальных напряжений, Местные напряжения изгиба зубьев, МПа коэффициент учитывает снижение неравномерности распределения давления по длине зубьев вследствие износа и деформации гибкого колеса, = 0,5 0,6; значения коэффициента формы зуба Y 2 см. в табл. 6.3; Т — вращающий момент 6.3. Значения коэффициента Y F в зависимости от числа зубьев и коэффициента радиального зазора Число зубьев z 2 гибкого колеса с = 0,25 с = 0,35 с = 0,50 150 200 300 400 500 600 1,35 1,39 1,44 1,50 1,54 1,57 1,38 1,42 1,48 1,52 1,57 1,61 1,46 1,46 1,54 1,60 1,63 1,67 на гибком колесе, Н мм угол зацепления, d 2 – диаметр делительной окружности гибкого колеса, мм К — относительная длина гибкой оболочки, Е - модуль упругости. Для стали Е 10 5 , МПа h - толщина стенки гибкого колеса под зубьями, мм, (6.24) (6.25) (6.26) 96 где а — коэффициент высоты головки исходного контура ас коэффициент радиального зазора исходного контура (с = 0,25); — радиус кривизны срединной поверхности недеформированного гибкого колеса, = 0,5(D + h); m — среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа, Проверка коэффициента запаса по касательным напряжениям где -1 — предел выносливости материала гибкого колеса при симметричном цикле кручения k — коэффициент концентрации напряжений. Значения k см. в табл. 6.2; а — амплитуда циклов касательных напряжений, здесь R — коэффициент асимметрии цикла касательных напряжений. При реверсивной нагрузке R = -1, при нереверсивной R = 0; h 0 и 0 — толщина стенки и радиус кривизны срединной поверхности гибкого колеса в гладкой части, h 0 0,6h ; 0 = 0,5 (D + h 0 ); — коэффициент, учитывающий диаметр колеса. Значения в зависимости от наружного диаметра гибкого колеса, примыкающего к венцу (н = D + 2 h 0 ): н мм ……… 40 60 80 100 150 400 ………….. 0,75 0,70 0,66 0,62 0,60 0,58 - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Значения см. в табл. 6.2; т – среднее напряжение цикла касательных напряжений, Допускаемые коэффициенты запаса по нормальным напряжениям [S ] = 1,5 1,8; по касательным напряжениям [S ] = 1,5 1,8. (6.27) (6.30) (6.29) (6.28) |