страница - 66
ется равновесие каждого звена. Начинать расчет следует со звена, на котором задан вращающий момент, и находить уравновешивающую силу. Далее на основании равенства действия и противодействия находится сила, действующая на звено, соединенное с ним; из условия равновесия — уравновешивающая сила или момент.
Принята следующая система обозначений: все силы обозначены буквой F с двумя нижними цифровыми индексами, первый индекс обозначает номер звена, со стороны которого действует сила, второй — звено, на которое действует сила. Например, Fi2 — окружная сила, с которой колесо / действует на колесо 2.
Проверкой правильности расчета служит уравнение равновесия внешних моментов, приложенных к передаче.
Рис. 10.9. Силовой расчет планетарной передачи по схеме 1 табл. 10.1 (элементы передачи, на которые действуют силы, обозначены в кружках)
->• Ff2- F21; f?3s~FJ2 rH~F22HaWf2
Рис. 10.10. Силовой расчет планетарной передачи по
схеме 3 табл. 10.1
н-5
ЬГ7&>Ьг-Ь FH2-Ff2+F32>F23-F32> fa~F*S
d,nc
Рис. 10.11. Силовой расчет замкнутой планетарной передачи по
схеме 7 табл. 10.1
10.7. Расчет зубьев планетарных передач на прочность
Формулы для расчета зубьев планетарных передач на контактную и изгибную прочность приведены в табл. 10.2. При подсчете числа циклов нагружения зубьев следует учитывать только скорость вращения колес относительно друг друга.
Относительные угловые скорости определяются по формулам: подвижного центрального колеса
НИ) =в>1я) —ю)?;(10.21) неподвижного центрального колеса
ш(Я) = со(у);(10.22)
сателлита
со<"> = ю<у> f».(10.23)
В табл. 10.1 для каждой передачи приведена формула для определения относительной угловой скорости сателлита.
Если в передаче есть наружное и внутреннее зацепления, следует рассчитывать на прочность только зубья колес наружного зацепления.
Порядок расчета зубьев колес планетарной передачи на прочность зависит от задания на проектирование. Если диаметр передачи не ограничен какими-либо условиями, расчет следует начинать с определения межосевого расстояния из условия контактной прочности зубьев.
Затем определяют диаметры и числа зубьев колес, модуль передачи, проводят проверку изгибной прочности зубьев. Ширина колес часто определяется не условиями контактной или изгибной прочности зубьев, а шириной подшипников сателлитов.
При прочностном расчете зубчатой планетарной передачи мотор-редукторов, наружный диаметр корпуса редуктора, а следовательно, и диаметр корончатых колес определяются диаметром присоединительного фланца электродвигателя. Наружный диаметр корпуса рационально назначать примерно равным диаметру фланца электродвигателя, а диаметр корончатых колес на 20...30 мм меньше. По заданному передаточному отношению определяют диаметры и числа зубьев колес, модуль передачи.
Ширина колес рассчитывается трижды: из условий контактной и изгибной прочности зубьев и после подбора подшипников сателлитов. Она будет равна наибольшему из полученных трех значений.
10.8. Конструкция и размеры деталей планетарных передач [14]
Конструкция планетарных передач зависит от их назначения (кинематические или силовые), выбранной кинематической схемы, передаваемого вращающего момента и срока службы.
Для уменьшения размеров силовые передачи следует делать многопоточными, т. е. с возможно большим числом сателлитов.
Для равномерного распределения нагрузки между сателлитами чаще всего применяют плавающие центральные (рис. 10.12) и корончатые (рис. 10.13 и 10.14) колеса.
В отверстия сателлита помещают радиальные или радиально-упорные подшипники качения или скольжения. Как показали ра-
Рис. 10.12. Конструкции плавающих
солнечных центральных колес:
а, б — соединительные муфты имеют два зубчатых венца; в — соединительная муфта имеет один зубчатый венец
счеты и опыт эксплуатации передач, толщина обода сателлитов не должна быть меньше 2,25 т, в мелкомодульных передачах — не менее 2 мм. Исходя из этого, максимальный диаметр наружного кольца подшипника можно определить по формуле
Anax = m(zc-7),(10.24)
где т— модуль передачи; zc —число зубьев сателлита.
Если подшипник в расточке сателлита разместить невозможно (Z)>Z)max), сателлит устанавливают на двух (рис. 10.15, а, б и г) или трех подшипниках (рис. 10.15, в) или размещают подшипники в щеках водила (рис. 10.15, д). Сдвоенные (двухвенцовые) сателлиты, как правило, делают составными.
Если подобрать подшипники качения невозможно, сателлиты устанавливают на подшипниках скольжения.
Водила одноступенчатых редукторов и последних ступеней многоступенчатых обычно делают как одно целое с ведомым валом (см. рис. 10.13), реже — раздельно. Водила промежуточных ступеней многоступенчатых редукторов делают как одно целое с солнечным колесом следующей ступени (рис. 10.16, рис. 10.17) и реже — сборными. В большинстве случаев заготовки водил получают горячей штамповкой.
содержание:
[стр.Введение] [стр.1] [стр.2] [стр.3] [стр.4] [стр.5] [стр.6] [стр.7] [стр.8] [стр.9] [стр.10] [стр.11] [стр.12] [стр.13] [стр.14] [стр.15] [стр.16] [стр.17] [стр.18] [стр.19] [стр.20] [стр.21] [стр.22] [стр.23] [стр.24] [стр.25] [стр.26] [стр.27] [стр.28] [стр.29] [стр.30] [стр.31] [стр.32] [стр.33] [стр.34] [стр.35] [стр.36] [стр.37] [стр.38] [стр.39] [стр.40] [стр.41] [стр.42] [стр.43] [стр.44] [стр.45] [стр.46] [стр.47] [стр.48] [стр.49] [стр.50] [стр.51] [стр.52] [стр.53] [стр.54] [стр.55] [стр.56] [стр.57] [стр.58] [стр.59] [стр.60] [стр.61] [стр.62] [стр.63] [стр.64] [стр.65] [стр.66] [стр.67] [стр.68] [стр.69] [стр.70] [стр.71] [стр.72] [стр.73] [стр.74] [стр.75] [стр.76] [стр.77] [стр.78] [стр.79] [стр.80] [стр.81] [стр.82] [стр.83] [стр.84] [стр.85] [стр.86] [стр.87] [стр.88] [стр.89] [стр.90] [стр.91] [стр.92] [стр.93] [стр.94] [стр.95] [стр.96] [стр.97] [стр.98] [стр.99] [стр.100] [стр.101] [стр.102] [стр.103] [стр.104] [стр.105] [стр.106] [стр.107] [стр.108] [стр.109] [стр.110] [стр.111] [стр.112] [стр.113] [стр.114] [стр.115] [стр.116] [стр.117] [стр.118] [стр.119] [стр.120] [стр.121] [стр.122] [стр.123] [стр.124] [стр.125] [стр.126] [стр.127] [стр.128] [стр.129] [стр.130] [стр.131] [стр.132] [стр.133] [стр.134]