270 Глава 13. Особхпенностиредач конструкции многопоточных соосных зубчаты
стальную углеродистую пружинную (ГОСТ 9389–75). Подробнее о выборе марки материала и допускаемых напряжениях см. табл. 20.2.
В качестве материала торсионных валов назначают стали одной из следующих групп.
I. Хромованадиевая термообработанная сталь марок 60С2ХФА, 50ХГФА.
Рис. 13.4 IIУ. глеродистая закаленная в масле сталь марок 60, 65, 70, 85 — а (рис. 13.4);
углеродистая холоднотянутая и коррозионно-стойкая холоднотянутая сталь марок 60, 65, 40X13, 55ГС, 65Г — б (см. рис. 13.4).
Для этих материалов на рис. 13.4 представлены зависимости допускаемых напряжений [τ] при кручении для проволоки и диаметра d прутков.
Торсионные валы применяют в высоконагруженных многопоточных передачах ответственного назначения. На рис. 13.5 представлена конструктивная схема промежуточной ступени одного потока передачи. Торсионный
Рис. 13.5
вал соединяют с валами колеса и шестерни шлицевым соединением. В этой схеме обеспечено надежное центрирование зубчатых колес на валах. Недостаток — увеличенная ширина редуктора, большое количество подшипников.
Диаметр (в миллиметрах) торсионного вала вычисляют из условия не-
обходимой жесткости:
d ≤ 0,454 zlTy ,
где z — количество зубьев быстроходного колеса; l = (0,9...1,0)l0 — длина вала (l 0— расстояние между внешними опорами, которое определяют конструктивно, мм); Ту — закручивающий момент, Н·м [см. формулы (13.1), (13.2)].
13.2. Расчет упругих элементов |
271 |
Найденный диаметр торсионного вала проверяют на прочность:
τ = 5 103 |
T |
d3 ≤[τ], |
к |
max |
|
гдеТ max, Н·м, определяют по формуле (13.3); [τ], МПа, — по рис. 13.4. Пружины сжатия применяют в средненагруженных многопоточных
передачах. На рис. 13.6 показана конструкция сборного зубчатого колеса со встроенными в него цилиндрическими пружинами сжатия 3, опираю-
Рис. 13.6
щимися на сегменты 4. Через эти пружины момент с зубчатого венца 1 передают на ступицу 2. Пружины ставят с предварительным сжатием.
Достоинством этого вида упругих элементов является возможность вписывания в габариты зубчатого колеса, а недостатком — невысокая точность центрирования зубчатого венца: наличие зазора в сопряжении со ступицей снижает точность зацепления. В зависимости от диаметра делительной окружности и ширины зубчатого венца колеса принимают (в миллиметрах) диаметр окружности, проведенной через точки пересечения осей пружин (см.
рис. 13.6), dпp = (0,7...0,9) d2 и средний диаметр пружины D = (0,7...0,9)b.
Диаметр проволоки пружины определяют из условияне- обеспечения
обходимой жесткости узла (в миллиметрах):
d ≤ |
0,6 4 |
aD3izT |
(nd 2 ), |
|
y |
р |
где і = 5–8 — количество рабочих витков пружины; z — количество зубьев колеса; Ту — закручивающий момент, Н·м [формулы (13.1), (13.2)];
272 Глава 13. Особхпенностиредач конструкции многопоточных соосных зубчаты
п = 4...10 — количество пружин; a, e — коэффициенты, зависящие от количества пружин:
п ............. |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
a ............. |
1,74 |
1,53 |
1,42 |
1,37 |
1,34 |
1,32 |
1,30 |
е ............. |
1,41 |
1,24 |
1,15 |
1,11 |
1,08 |
1,07 |
1,05 |
Найденный диаметр проволоки согласуют со стандартным, мм: 0,8; 0,85; 0,9; 1,0; 1,1; 1,2; 1,3; 1,4; 1,5; 1,6; 1,7; 1,8; 2,0; 2,2; 2,3; 2,5; 2,8; 3,0; 3,2; 3,4; 3,5; 3,6; 4,0; 4,5; 5,0; 5,6; 6,0; 6,3; 7; 8.
Условие прочности пружины
τ = 8KFD/(πd3) ≤ [τ],
где F — расчетная нагрузка, Н; D и d — в миллиметрах; [τ] = (0,7... 0,8)[τ]пред,
МПа ([τ]пред — по табл. 20.2).
Наиболее часто для пружин сжатия D/d ≥ 4, тогда K = 1 + 1,5d/D.
Расчетная нагрузка
F = 2 · 103eTmax/(d пpn),
гдеT max, Н·м, определяют по формуле (13.3). Плоскиеприменяютпружиныдля средненагруженных многопоточных
передач. На рис. 13.7 приведена конструктивная схема колеса со встроенными в него пакетами пластинчатых пружин. Условия центрирования
Рис. 13.7
зубчатого колеса в этом случае лучше, чем в схеме с пружинами сжатия, но размеры ступицы в осевом направлении увеличены.
В зависимости от диаметра d2 и ширины b колеса принимают, мм:
длину пластины — l = (0,15...0,25)d 2; ширину пластины — В = (0,4...0,6) b;
диаметр расположения пазов на колесе — d1 = (0,7...0,9) d2.
Толщина пластины из условия прочности и жесткости h ≤ 2·10–6zl2[σ]иTy/(d 1Tmax),
13.2. Расчет упругих элементов |
273 |
где z — количество зубьев быстроходного колеса; l и d1 в миллиметрах; [σ]и в мегапаскалях (см. табл. 20.2); моменты Ту и Тmax в ньютон-метрах [см.
формулы (13.1–13.3)].
Найденную толщину согласуют со стандартной, мм: 0,1; 0,12; 0,14; 0,16; 0,18; 0,2; 0,22; 0,25; 0,28; 0,32; 0,4; 0,45; 0,5; 0,55; 0,6; 0,7; 0,8; 0,9; 1,0.
Количество пластин в пакете
i = 0, 025zl3T |
( d2Bh3n), |
y |
1 |
где п = 8–12 — количество пакетов пружин; d1, В, l, h — в миллиметрах. Толщина пакета S = hi.
ГЛАВА 14
ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Планетарные передачи, схемы которых приведены на рис. 14.1, широко применяют в машиностроении.
На рис. 14.1, а представлена схема простейшей одноступенчатой передачи с тремя основными звеньями: a, b — центральные колеса; h — водило (основными называют звенья, нагруженные внешними моментами) и сателлиты g. Схемы планетарных передач обозначают по основным звеньям: K — центральное колесо; h — водило, следовательно, схема на рис. 14.1, a — 2K — h. На схеме также обозначены: ωа и ωh — угловые скорости ведущей шестерни и водила; aw — межосевое расстояние.
Рис. 14.1
Для этой схемы передаточное отношение
u =ωа/ω h =1 + z b/z a.
Диапазон передаточных отношений и = 3,15–8; КПД передачи η = 0,96–0,98. На рис. 14.1, б приведена схема двухступенчатой планетарной передачи, состоящей из двух последовательно соединенных передач первой схемы. Передаточное отношение
u = ωа1/ω h2 = (1 + zb1 /z a1) (1 + zb2 /z a2) = 10–125. КПД передачи η = η1η2 = 0,92–0,96.