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

 

 

Рис. 5.19. Жесткая установка корончатых колес:

а - в разьеме фланцев; б — запрессовкой в корпус: в — нарезанием зу6ьев на корпусе

Конструкции водил. Водила одноступенчатых передач и по­следней ступени многоступенчатых часто делают за одно целое с ведомым валом (см. рис. 5.14). реже - раздельно. Водила первой и промежуточных ступеней многоступенчатых передач, когда не требуется самоустановки, делают за одно целое с солнечным колесом следующей ступени (рис. 5.23). Если сол­нечное колесо самоустанавливающееся, то его соединяют с водилом зубчатой муфтой. Для упрощения формы заготовки и механической обработки водила часто делают сборными.

 

 

 

 

Рис. 5.23. Конструкции водил:

а - 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.

 

СМАЗЫВАНИЕ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ

 

В планетарных передачах применяют два способа смазы-вания: окунание колес в масляную ванну и циркуляционный. Первый способ применяется при условии, что окружная ско­рость сателлита в месте зацепления с корончатым колесом

где w_Н — угловая скорость водила, рад/с: d₃ — 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 (до 0, 03 л на 1 кВт).

При v > 3 м/с 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 и в 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 масломерными 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, холодильник и измерительные приборы. Производительность насоса определяют тепловым расчетом редуктора. Ориентировочно принимают ее при v £ 10 м/с – 1 л/мин на 10 мм ширины венца, при v > 10 м/с - 2 л/мин. Общий объем масла в системе должен быть не менее трехминутного расхода. Масло в зацепление подается форсунками на торны колес или 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.

Для смазывания планетарных редукторов используют неф­тяные масла с присадками, улучшающими их свойства (см. гл. IX, § 9.6).

 

ПРИМЕР РАСЧЕТА ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Исходные данные: вращающий момент на ведомом валу Т_н = 290 Н× м; частота вращения ведомого вала п_Н = 360 об/мин; тип передачи — редуктор с приводом от трехфазного асинхронного четырехполюсного электродвигателя; частота вращения ведущего вала (асинхронная) п₁ = 1450 об/мин; срок службы редуктора 5 лет по 300 рабочих дней в году, в одну смену по 8 ч.

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 i⁽³⁾_1H = 4.

3. Принимаем число сателлитов (из условия уравновешива­ния сил в зацеплении) п_с = 3.

4. Выбираем число зубьев солнечного колеса z₁ = 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)

 

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 за весь срок службы t=5•300•8=12•10³ ч по формуле

Здесь п^(Н)₁ = п⁽³⁾₁ - п⁽³⁾_Н = 1450 - 360 = 1090 об/мин.

11.Так как N_H > N_H0 , то принимаем коэффициент долго­вечности K_HL= 1 [см. пояснение к формуле (3.9)].

12.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 К_а = 49, 5;

б) передаточное число

 

в) вращающий момент, Н× мм,

 

г) коэффициент концентрации нагрузки по табл. 3.1. гл. III К_Нb = 1, 2;

д) расчетное число сателлитов п¢ _с = п_с – 0, 7 = 3 – 0, 7 = 2, 3

е) допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) гл. III

 

 

Здесь s_{Н lim b} предельное значение контактной выносливости; по табл. 3.2, гл. III

 

Коэффициент долговечности К_HL = 1 (см. гл. 11).

Коэффициент безопасности [S_Н] = 1, 1¸ 1, 2 для колес из улучшенной стали, принимаем среднее значение [S_Н] = 1, 15.

Коэффициент ширины сателлита принимаем y_ba = 0, 5.

После подстановки приведенных величин в формулу (5.15) имеем

 

 

13. Определяем модуль зацепления на основании формулы (3.14) гл. III

 

 

14. Определяем диаметры делительных окружностей колес и 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 s_F < [s_F] выполнено.

Расчет осей и валов выполняют по методике, изложенной в гл. VIII, подшипники подбирают по указаниям гл. IX.

 

 

ГЛАВА VI

ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

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 рис. 6.2: а — 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

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 с ведущим водилом

 

 

Рис. 6.3. Способы крепления гибкой оболочки к ведомому валу

а – винтами (болтами, шпильками); б – сваркой; в – шлицевым соединением

 

 

(6.1)

 

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

	(6.2)

 

(6.3)

Собираемость этой волновой передачи обеспечивается вы­полнением единственного условия — вхождением зубьев гиб­кого колеса во впадины жесткого во всех зонах зацепления:

 

где п_w - 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

	(6.4)

 

Число зубьев z₂ гибкого колеса 2 (при заданном значении i⁽³⁾_1H и выбранных значениях k и n_w )

 

 

 

(6.5)

 

Интервал значений z₂ от 150 до 600.

Число зубьев жесткого колеса

	(6.6)

 

Основные кинематические схемы волновых передач и 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

 

(6.7)

 

Схему 2а (табл. 6.1 и рис. 6.5) 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

 

(6.8)

 

В этой передаче условия соосности и вхождения зубьев в зацепление (при равных значениях модулей в обеих парах) определяются одним условием

	(6.9)

 

Обозначим разности

	(6.10)

 

Из формул (6.8), (6.9) и (6.10) следует

 

(6.11)

 

Рис. 6.4. Мотор-редуктор, выполненный по схеме 1 табл. 6.1.:

1 – неподвижное жесткое колесо; 2 – ведомое гибкое колесо; h – генератор

 

 

Рис. 6.5. Мотор-редуктор, выполненный по схеме 2а 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, z₂ выбирают в пределах 150-600, значения k и п_w при­ведены в пояснении к формулам (6.3) и (6.5). Вычислив D по формуле (6.11), определяют числа зубьев остальных колес: z₁ = z₂ + kп_w; z_2¢ = z₂ + D; z₃ = z₂ + kп_w. После необходимых округлений уточняют передаточное отношение. Если отклоне­ние его от заданного больше допускаемого, то выбирают другое значение z₂ 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¢ = z₃). В этом случае вместо зацепления колес 2' и 3 получится шлицевое соединение; осевые габариты такой передачи меньше, чем у передачи по схеме 2, но КПД и нагрузочная спо­собность ниже.

 

 

⇐ Предыдущая6789101112131415Следующая ⇒

Поделиться:

Популярное:

1. XIII. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
2. Автоматизированная система управления гибкой производственной системой (АСУ ГПС)
3. Конические прямозубые колеса по ГОСТ 19325-73
4. Разработка рабочего чертежа цилиндрического зубчатого колеса
5. Три Различных Трейдера, Живущие под Одной Оболочкой Внутри Вас
6. Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления