Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги из ГПНТБ / Повышение несущей способности механического привода

..pdf

Скачиваний:

Добавлен:

21.10.2023

Размер:

8.94 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 236 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 > Следующая >>>

			k		I I		I	L	I	I	I
!,6 2	3		k		5		6		7		ub
Рис.	График	зависимости			величины			% от	щ и 10б для
передачи,	показанной		на	рис.	1.16,	а,	при	(кор)ь	=	( У а	я
	КзЬ	=	0,7	K3g =	0,45	и ап	=	2

Рис. 1.19. График зависимости % от щ и 10б для пере дачи, выполненной по схеме на рис. 1.16, б, при

2	3	Ч	5	6	7иь	2	3	4	5	6	1иъ
Рис. 1.20.		Графики значений коэффициента Kq					[см. формулу (1.43)] дляч пере-
	дач, выполненных		по	рис. 1.16,	а (рис.	1.20,	а) и рис.	1.16,	б (рис. 1.20, б)
4*											51

Величина / определяет максимальный габаритный размер пере дачи. Из формул (1.42) имеем:

,	Н + 2/об .	("ft ±	0 V l	3 /	2ГбО	=
		" 6 Л		V	flnM*op)ft
		3/	^ т г Ц -		см;	(1.43)
			^ т г Ц -		см;	(1.43)
	" H " J ' o 6	UbS	V		aa%(kop)b
Значения Kq	приведены	на рис. 1.20.

Для сравнения размеров передач различных типов исполь зуется величина отношения сравниваемого размера (отмечаемого

зf—f

вверху штрихом) к величине у	7 т - - . -	•
Применительно к передачам (см. рис. 1.16) имеем
/' = _ = = £ _ -	= К„	л [ •	(1.45)

Для сравнения этих передач с другими, а также при предва рительном определении их размеров используются формулы:

И'	—	( ц " + ^ U b	/'•	Л	— 1	А	• h'	— Н п • )
U w b	~ (ub±	l ) ( 2 « o + 1)	'	w f	— ub	w b '	w b	~~ а ^ 4 ^ ' I

aw = 0,5dw{	(ub	±	l ) ; dwa =	^	p	dwg =	d,wauai	(1.46)
								(1.46)
		_	2 ( ц а + 1 )		(kop)b
	uwa	—	,'2 .	' ~.	"	•
			andwalo6ua		(kop)a
/ " Разбивка io6,	обеспечивающая			минимальное			значение GXH,

для рассматриваемых передач (см. рис. 1.16) не гарантирует


оптимальное отношение относительных ширин зубчатых					венцов
(<7ц 1 или я\|)6) обеих ступеней, поскольку отсутствует				возможность
варьировать отношением величин их межосевых				расстояний.
Если необходимо обеспечить (в каких-то пределах) величину
отношения относительных	ширин	<7ц а	и <?ц/ ступеней а—g		и Ъ—/,
рекомендуется воспользоваться		для	разбивки io6	= uaUb		из
вестными рекомендациями	160,	66, 81, 87], базирующимися				на

условии их контактной равнопрочное™ при выбранных величи нах отношений относительных ширин и межосевых расстояний.

Для разбивки г'об = ubua передач, выполненных на рис. 1.16, можно воспользоваться зависимостью

( ^ ±	L	у	=Лз1.^Ек,	(1.47)
V (об +	Щ	)	Цт	(kop)a

в которой верхний и нижний знак относится соответственно к внеш*

нему и внутреннему зацеплению в передаче b—/.

При

внешнем

зацеплении

целесообразно

воспользоваться

рис.

I I 1.27

книге

[71],

в которой

иа

И иъ

обозначены

соответственно

г'Б

iT.

Для

передач с внутренним зацеплением b—/

(см. рис. 1.16, б)

разбивка

io6

осуществляется с помощью

рис.

1.21.

Определим

размеры пере

дачи,

выполненной

по

схеме

(рис.

1.16,

а)

при

г'об

32,

ап

и {kop)b

(kop)a.

По

лагая,

что твердости

рабочих

поверхностей

зубьев

колес

s^HB

350, принимаем <7цр=Л,2

назначаем

<7ца

При

этом

величины

коэффициен

тов /С^ь

[71]

передачах

а—g

6—/ приблизительно

одинаковые.

Из

рис.

I I I . 2 7

[71 ]

нахо

дим, что при заданных усло

виях

иа

8,5.

Принимаем

иь

3,75.

Этому

значению

соответствует

% =

3,1

(см.

рис.

1.18),

что

на ~ 5 %

пре

вышает

минимальное

значе

ние % —

2,95.

Полагая,

что

зубчатые

5,0 иь

колеса g и / соединены тор

сионными

валами

(см.,

на

Рис.

. 21 . График для определения

вели

пример,

рис.

I I I . 6

книге

чины

ки

двухступенчатого

соосного ре

[71 ]), можно принять Q =

I .

дуктора

в зависимости

от

I0Q =

иащ

Из

формул

(1.45),

(1.46)

{Кр)ьор/

и рис. 1.20, а

имеем

q^a(k,'ор)а

V =

6,25Y 2-1,2

3,7532 =

8,53;

( 8 , 5 3 + 1 ) 3 , 7 5

2,45;

d'wf&

0,653;

d'u

( 3 , 7 5 +

(2-8,53

l ) " ' 4

/ 4 ь ^ 0,653-1,2

0,785;

a'w = 0,5

0,653(3,75 +

1) ^

1,55;

5,6

0,326:

d ;

• 2,78;

2,853 +

wg •

2 ( 8 . 5 3 + 1 )

_ n

o 9 q

2-0,3262 -32-8,53

Зубчатые пары этой передачи показаны на рис. 1.22, а. Найдем размеры при тех же исходных данных передачи с на

ружным и внутренним зацеплениями (см. рис. 1.16,6).

Рис. 1.22. Сравнение разме ров зубчатых колес передач, выполненных по рис. 1.16, а и б-, при одинаковых нагруз ках и kn

Из формул		(1.46),		(1.47) и рис.				1.21
находим иь	=	5,53	и иа		=	5,78,	/ ' = 4 , 2 ,
d'ub = 2,77,		d'wl	=	0,5,		b'wb	=	0,6,
CLW = = 1,33,		dwa	=	bwa	=	0,334.
Зубчатые пары этой передачи в
масштабе	показаны			на		рис.	1.22,	б,
сравнение	которого			с рис. 1.22, а сви
детельствует о больших					преимуществах

в отношении размеров и веса зубчатых колес варианта с внутренним зацеп лением.

Рассмотрим многопоточные переда чи, в которых обычно имеются зубча тые колеса с подвижными осями. Эти передачи принято называть планетар ными.

Передачи 2К—Н с внутренним и наружным зацеплениями с одновенечными (передачи I) сателлитами. Передача I , показан ная на рис. 1.23 соответственно в вариантах с неподвижными ос

новными звеньями	b, Н и а, получила наибольшие распростране-
а)	е)

Рис.		1.23. Пере
дачах		2 К — Н			с
1 I	й <	0	и	одно-
венечным				сател
литом		(передача
1)	при			непод
вижном				водиле
(а)	центральном
колесе			б	(б)	и
центральном					ко
лесе		а		(виг)

ние среди всех видов планетарных передач, и это связано с отно сительной простотой изготовления, возможностью применения в неограниченном диапазоне скоростей, мощностей и передаточ ных отношений (в случае использования многоступенчатых ва риантов), высоким к. п. д. Эти передачи уже используются при мощностях, превышающих 10 000 кВт [144]. Коэффициент по терь их, как правило, не превышает 2,2% и обычно колеблется

впределах 0,8—1,5%.

Втабл. 1.1 даны ориентировочные интервалы передаточных

отношений		передачи I (рис. 1.23), с помощью				которых	по задан
ной величине i легко			подобрать		нужный вариант. Так, для осу
ществления		передачи	с	1,5	надо .^становиться		на схеме,
показанной		на рис. 1.23, в.
						Т а б л и ц а 1.1
Формулы для определения передаточных отношений передач 2К—Н
		и интервалы их ориентировочных значений
Схема	Непод		Формулы для передаточных			Ориентировочные
	вижное
на рис.	основное			отношений		интервалы пере
1.23	звено					даточных отношений
			•Н		гЬ	— - 1 , 6 - s — 8
			lab	= -	— = - ?

аЯ

		•н	га		1		—0,625 -=-—0,125
			zb		р		—0,625 -=-—0,125
		b a	zb		р
		1ЬаН=*-%Ь		=	1 + Р		2,6—9
б	ь	1ЬаН=*-%Ь		=	1 + Р
б	ь
		i"	1	-	1		0,384—0,11
в		;а _ ,		:Н	Р +	1	1,62—1,13
в		;а _ ,		:Н	Р +	1
		1ЬН — 1	1Ьа —		р
	а	•а	1		Р		0,62—0,88
		•а	1		Р
г
г

П р и м е ч а н и е . Передачи с р < 1,6 встречаются очень редко и исполь зуются при больших значениях ап, доходящих в отдельных случаях до 20. При ма лых р встречаются большие затруднения в обеспечении необходимой работоспо собности подшипников качения (см. стр. 63). С увеличением р растет вес и диаме тральные габариты. При р > 8 целесообразно воспользоваться передачей 2К — Н

с < 0 и раздвоенным сателлитом (передачи I I , рис. 1.28) или передачей, со ставленной из двух передач типа I .

В табл. 1.2 даны максимальные значения параметра р = — ,

которые можно допустить npir различных значениях аа. На ос новании зависимости (1.1) и данных работы [71] получены

Т а б л и ц а 1.2

	Ориентировочные значения максимальных величин р :							Ч
	Ориентировочные значения максимальных величин р :							Za
	допустимых при различных ап					(рис.	1.23)	Za
	допустимых при различных ап					(рис.	1.23)
		Значения	р =	гЬ
		Значения	р =	• при установке			сателлитов
				• при установке			сателлитов
Число				га
сателлитов						неконсольной
ап						неконсольной
ап	консольной
	консольной				>	0,14		1u,b <		0,14
					>	0,14		1u,b <		0,14
1		2			3				4
2				Ограничений нет
3	р <	11,8		Ps	£	1 1		P	s£	И
4	р ==£ 5,07			Ps	£	3,5		P	s£	4
5	р <сЗ,32			Ps	£	2,5		P s £		3
6	р 5 £	2,64		Ps	£	2		P	s£	2,5
7	р sc	2,28		P	s£	1,8		P	s£	2
8	р 5=с	2,05		P	s£	1,6			—

П р и м е ч а н и е . В столбце 3 приведены значения р, полученные Ю. А. Дер-

жавцем на основании анализа высоконагруженных передач. При этом предусматри вается достаточная крутильная жесткость водила для предупреждения перекосов осей сателлитов и центральных колес. Последние могут вызвать значительную неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых венцов. При кон сольном расположении сателлитов число их ограничивается условиями сосед ства [71].

формулы для проектировочного и проверочного расчета пере дачи I (рис. 1.23)

. V

277/Q

J'f

2 7 V Q p a

, Q ,

dwh = P V

ГГ

7Z — Г =

—1

\P—14

1 ) ЯцЬIU

(k p)

°)

C0 M a

a„(p—l)Qnn(k0p)a

" "-<- <ь- л.

v i

При

известных диаметрах зубчатых колес величина Ьт опре

деляется

по формуле

2ТН®Р2

см.

(1.49)

aJwb ( P - l

) ( k o pр)а

Если устанавливается

величина

отношения

г|)6

то, за-

метив, что

<7цЬ =

Ь>

получим

(рис. 1.23, д)

d,оц

2ГнОр 3

СМ.

(1.50)

( р —

1 ) % ( й о р ) в

56.

Проверочный расчет выполняется по формулам

Если ( & о р ) а > р (^ор)б. т о	несущая способность передачи лими
тируется прочностью рабочих поверхностей		в зацеплении	Ъ — g.
В этом случае в формулы проектировочного		расчета вместо	(kop)a
следует подставить р (kop)b,	т. е. вместо формулы (1.48) восполь
зуемся формулой

J - = FiiPW,c "'			. ( 1 -5 3 )
Суммарный вес зубчатых колес передачи I (рис. 1.23)			определяется
по формуле
4 103 w a за	i t *nu 'tc>gi \3g
я м	,	( Р - 1 ) 2
103		4р 2
Подставив значение	из	формулы (1.49),	получим сум

марный вес стальных зубчатых колес из условия прочности ра

бочих

поверхностей зубьев.

12,4Г Я

iP^lL.anK3g

K3bp2}.

(1.54)

° Z

i03(kop)a'an(p-\)

Таким

образом,

для передачи

I имеем

_ _ _ J L _

К3а

anK3g

K3bP21

•

(1 -55)

On(p-l)

При сравнении

величин

различных типов передач

можно

принять

Кза

K3g

1 и

/ С з 6 ^

0,3-^0,35

(см.

стр.

15).

р- На рис. 1.24, а"дан график зависимости величины х передачи I

от параметра р и величины

ар. Для значений ар

часть

графика

(рис.

1.24,

а)

представлена

увеличенном

виде

(рис.

1.24,

б).

Эти же значения % нанесены и на рис. 1.13 для облегчения

сравнения

веса

GSH

передач

различных типов. Значения

% пере

дачи

I даны

учетом

ограничений величины

зависимости

от ап

в соответствии с данными столбца 4 (табл.

1.2).

При одинаковых абсолютных величинах передаточного от

ношения

вес и габариты у передачи I при

сон

0 больше, чем

при

неподвижном

центральном

колесе.

Это объясняется

так.

При (он = 0 тихоходным		звеном		является центральное колесо b
(см. рис. 1.23), т. е. Ть	=	Тт	и
Ти — — Ть1ьн	=	—	Тъ П	гг
				'аЪ

Отбрасывая знаки при моментах, поскольку величина Т в преды

дущих

расчетах

является положительной,

получим

р + 1

Т,'

Таким

образом,

при

заданном

моменте

тихоходного звена

7 Т

в передаче с соя

О имеем Тн

- ^ - iТi т ,

а в

передаче

а>ь

О имеем Тн

Тги

поэтому

[см. формулу

(1.54)] величина G%H

0)Х

~ р 1

1 г

—•

]

•4-4-

—1—у —

J — J

— а„-2

у-

у. .

—^»3

0.5.

—

1,4 1,5

1,7 1,8

1,9

2,0

П 2,2 2,3

2,<t 2,5р

Ш5?

Рис.

1.24.

График

зависимости % от

параметра

р =

а„

для передачи

(см.

рис.

1.23)

при

соя

0 больше,

чем при

со6 =

Помимо этого

при

соь =

имеем р

I, а при

со;, =

0 имеем р

1Ьан — 1 =

i — 1- С

умень

шением р (при наиболее часто используемых значениях этого параметра) падает величина %, что является дополнительной при чиной снижения веса с переходом (при одинаковых i) от варианта а к варианту б (рис. 1.23). Перейдем к количественной оценке пре имуществ планетарного варианта в рассматриваемом случае. На

основании

формулы

(1.54)

при

Кза

K3g

1 и КзЬ

= 0,35для

варианта

соя

= 0

(т. е. при

i =

р)

имеем

Q (( 4 - 1 )

(i—I)2

ал

0.35Z2

к-—г^

Аналогично

найдем,

что

при

со6

(т. е.

при р

Х ю 6 = о

( i

2 f

0,35 ( i —

l ) 2

а п

(i — 2)

Отношение суммарных весов зубчатых колес этих вариантов равно

( i + l ) ( i - 2 )	4 + ( i - l ) » q n + M ' - g		[1.56)
	4 + (( — 2 ) 2 а	+ l , 4 ( t

По формуле (1.56) при ап =	3 построен	график, приведенный
на рис. 1.25, показывающий	большие преимущества варианта

с подвижным водилом. Следует обратить внимание на то, что при

одинаковых i	величина	р	в плане
тарной передаче меньше,		чем и про-		*-wH-o
стой. Это может послужить причиной				хШ { Гв
использования большего числа сател
литов (см. табл. 1.2) в планетарной
передаче, чем	в передаче	с	соя = О

иявляется дополнительным ресурсом

кповышению величины отношения

Приводим сравнение диаметров колес Ь при соя = 0 и <»6 = 0 и оди наковых i. На основании формулы (1.48) получим:

при соя = О

d„b	H	=0)		у	2тта (i +	1)
lw	(a>	=0)			ЯцЬ (k0p)a '
					ЯцЬ (k0p)a '
при a>b			= О
iwb	(сой =0)		=		2 7 T Q ( i — I ) 2
iwb	(сой =0)		=	an(i	— 2)q!Xb	(kop)a
				an(i	— 2)q!Xb	(kop)a

5 В 1 8 9i

Рис. 1.25. График зависимости

от i, равного р	и р	+	1
соответственно при с о я	=	0	и
щ = О

При	одинаковых q^b и			(kop)a
	»й	(<о н =0)	з	f—
				>•+ 1) (/ — 2)
	^	(сой =0)

При	i =	4 и одинаковых		а р

dwb ( ш я = 0 ) = 1,14.

и й ( и й = ° )

(ю г>=°) (1.57)

J n ( ш я = 0 )

Но при со6 = 0 имеем р = 3 и поэтому (см. табл. 1.2) можно взять ап (а 6 =о) = 4 и в этом случае из формулы (1.57) имеем

Ч (а я=°) = 1,25.

дай(юб=0)

Максимальное число зубьев шестерни, которое можно допу стить из условия изгибной прочности зубьев прямозубой цилин-

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 236 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ