4.7.3 Результаты расчета по программе прямозубой ступени двухступенчатого цилиндрического редуктора

Введите мощность редуктора (кВт)

Мощность редуктора P1= 4.5

Введите частоту вращения ведущего вала редуктора (1/мин)

Частота вращения n1= 960

Введите общее передаточное отношение

Передаточное отношение u= 20

Введите число часов работы в сутки (ч)

Часы работы в сутки WR= 8

Введите режим работы (по таблице 4.3)

Режим работы REGIM= 2

Распределите общее передаточное отношение между 1-й и 2-й ступенями

Распределение вы можете сделать по таблице 4.1 или рисунку 4.3

Итак, вы выбрали для 1-й ступени u1= 6

Передаточное отношение второй ступени u2=3.33

По таблице 4.2 выберите КПД одной ступени редуктора

Вами выбран КПД для одной ступени КПД=0.97

Крутящие моменты на валах: (Н·мм)

T1= 44762

T2= 260517

T3= 842337

______________________________________________________________

Приступим к расчету второй зубчатой пары как более нагруженной и определяющей размеры редуктора

______________________________________________________________

По таблице 4.6 выберите PSI(BA)

Выбрано PSI(BA)=0.4

Вычислено PSI(BD)=0.867

По графику (рисунок 4.9) найдите K(HBETA)

Найдено по рисунок 4.9 K(HBETA)=1.06

Расчетное межосевое расстояние в мм a2=203.54

Машина предлагает вам межосевое расстояние по ряду RA40

a2=200

bw=80.00

По таблице 4.7 выберите и введите PSI(M)

По таблице 4.7 выбрано PSI(M)= 30

Расчетный модуль m=2.67

Машина предлагает вам стандартный модуль m=2.50

Суммарное число зубьев будет zSUM= 160

Число зубьев шестерни z1= 37

Число зубьев колеса z2=123

Фактическое передаточное отношение u2F=3.324

Фактическое передаточное отношение u1F=6.016

Делительные диаметры шестерни и колеса в (мм)

D1=92.5

D2=307.5

_________________________________________________________________

Выполняется проверочный расчет на усталость по "Контактным напряжениям"

_________________________________________________________________

Расчет на усталость по "Контактным напряжениям"

Частота вращения колеса второй ступени в (1/мин) n3=48.00

Окружная скорость в (м/с) v=0.77

По таблице 4.11 назначьте степень точности

Назначена степень точности = 9

По таблице 4.10 выберите K(HV)

По таблице 4.10 выбрано =1.05

KH=1.11

Примем ALFA=20 градусов

Контактное напряжение в (МПа) SIGMA= 502

________________________________________________________________

Выполняется проверочный расчет по напряжениям изгиба

________________________________________________________________

Расчет по напряжениям изгиба

По графику (рисунок 4.10) при X=0 найдите для шестерни YF1,для колеса YF2

Вами выбрано YF1= 3.87

Вами выбрано YF2= 3.73

Расчет будем вести по колесу

По графику (рисунок 4.9) выберите K(FB)

По таблице 4.10 выберите K(FV)

Введите выбранные значения:

K(FB)= 1.15

K(FV)= 1.13

KF=1.30

FT= 5633(Н)

Напряжение изгиба в (МПа)(SIGMA)F2= 137

_________________________________________________________________

Выполним проверочный расчет на заданную перегрузку

_________________________________________________________________

Максимальные напряжения перегрузки в (МПа):

SIGMAH MAX= 710

SIGMAF MAX= 273

4.8 Зубчатые планетарные передачи

Создание более совершенных, надежных конструкций машин и механизмов является главной задачей современного отечественного машиностроения. Среди многих видов механических передач планетарные передачи занимают особое место благодаря следующим преимуществам: компактность, бесшумность, меньшая масса, соосность, большая нагрузочная способность при сравнительно высоком КПД, возможность получения больших передаточных чисел и т.д. Они широко распространены во всех отраслях отечественного и зарубежного машиностроения.

Планетарные передачи состоят (рисунок 4.12, а) из следующих звеньев:

а – центрального колеса с наружными зубьями;

b – центрального колеса с внутренними зубьями;

g – сателлитов (колес), которые вращаются вокруг своих осей, закрепленных на водиле, и вместе с осью вокруг центрального колеса, т.е. совершают движение подобное движению планет. Отсюда и название – планетарные передачи. Число сателлитов обычно n_w = 3…6, но встречаются передачи с n_w = 1 и n_w > 6 [21, с. 103];

h – водило – вращающееся звено, на котором закреплены сателлиты, вращающиеся относительно его оси, называемой центральной или основной.

а)

б)

в)

Рисунок 4.12 – Схемы планетарных передач

Геометрические оси колеса a и b совпадают с осью вала h, поэтому и называются центральными. Колесо с внешними зубьями называется солнечным, с внутренними – корончатым.

Центральные колеса и водила, воспринимающие нагрузки от внешних моментов, называются основными звеньями.

При неподвижном колесе a движение передается от b к h или от h к b.

При неподвижном колесе b движение передается от a к h или от h к a (рисунок 4.12, б).

При неподвижном водиле h движение передается от a к b или от b к a (рисунок 4.12, в).

Передачи, в которых одно из центральных колес неподвижно (передачи с одной степенью свободы), называются простыми планетарными передачами. Их применяют в редукторах и мультипликаторах в различных областях машиностроения.

При всех свободных звеньях движение передается от b к a и h или от a и h к b, т.е. одно движение можно раскладывать на два или два соединять в одно – такая передача называется дифференциальной или передача с двумя степенями свободы. Их применяют в автомобилях, тракторах, некоторых приборах (рисунок 4.13) [21, 30, 36].

В ведущих мостах транспортных машин применяется дифференциальная передача, в которой движение от одного двигателя передается на два ведомых вала для получения различных угловых скоростей левой и правой полуосей (см. рисунок 4.13).

Рисунок 4.13 – Передний ведущий мост погрузчика: 1 – ступица колеса; 2 – бортовой планетарный редуктор; 3 – маслопогруженный многодисковый тормоз; 4 – разгруженная полуось; 5 – опоры корпуса моста; 6 – блокируемый дифференциал [72]

Следовательно, планетарные передачи отличаются от обычных зубчатых тем, что в них некоторые колеса имеют сложное вращение, складывающееся из относительного (вращение вокруг своей оси) и переносного (вращение вместе с водилом).

Существуют различные схемы планетарных механизмов (рисунок 4.14), обладающие широкими возможностями в отношении передаточных чисел, КПД, габаритов, массы и т.д.

Минимальными габаритами и массой обладают одно- и двухступенчатые передачи с внешним и внутренним зацеплением.

Рисунок 4.14 – Схемы планетарных передач и ориентировочные рациональные передаточные отношения и КПД передач [22, ч.1] (в условном обозначении варианта передачи верхний индекс означает остановленное звено, нижний левый – звено с максимальным крутящим моментом, нижний правый – с минимальным моментом. Индексы а₁, b₁, h₁ относятся к тихоходной ступени)

При выборе типа привода необходимо учитывать, что планетарные передачи требуют особой точности изготовления по сравнению с зубчатыми передачами, сборка их сложнее, а осмотр менее удобен. Поэтому планетарные передачи применяются в тех случаях, когда предъявляются специальные требования, например, возможность плавного переключения скорости, необходимость осуществления привода от нескольких двигателей и т.д.

Иногда рациональным может оказаться сочетание простых и планетарных передач. При этом тихоходная ступень, как более нагруженная, выполняется планетарной, а быстроходная – простой.

Все типы планетарных передач относятся к соосным зубчатым передачам. Число сателлитов в планетарных передачах принимается равным 2, 3, 4, 5, 6 (8). В авиации (редукторы авиационных двигателей, механизмы выдвижения шасси и др.) число сателлитов доходит до 30. Чем больше число сателлитов, тем меньше размеры и масса планетарного механизма.

Для выравнивания нагрузки по потокам с тремя сателлитами одно из центральных зубчатых колес следует делать самоустанавливающимся в радиальном направлении (плавающим). Для соединения плавающих центральных колес с валами и корпусными деталями применяют зубчатые муфты с одним или лучше с двумя зубчатыми сочленениями.

Особенность планетарных передач заключатся в возможности постановки нескольких сателлитов, в силу чего передача вращающего момента от ведущего колеса осуществляется несколькими промежуточными колесами, нагрузка на зубья уменьшается и редуктор получается меньших габаритных размеров.

При равномерном распределении нагрузки между сателлитами и их числе, кратном 2 или 3, валы солнечных колес разгружены от изгибающих усилий [73].

Особенности применения планетарных редукторов в строительных и транспортных машинах.

Для строительных машин средней и большой грузоподъемности предусмотрена широкая гамма специальных колесных редукторов с планетарными передачами (рисунок 4.15).

При разработке редукторов учитываются специфические требования, предъявляемые к мотор-колесам: так, колесные редукторы могут оснащаться стояночными и рабочими (динамическими) тормозами. Посадочные поверхности редуктора, интегрированного в ступицу колеса, позволяют установить стандартные колесные диски, а вход редуктора выполнен таким образом, чтобы обеспечить установку стандартного гидромотора. Отличительной особенностью редукторов является повышенная точность изготовления передачи. В зависимости от модели и передаточного числа допустимая частота вращения составляет 3500–4500 об/мин. Редукторы выполняются двухступенчатыми и обеспечивают диапазон передаточных чисел от 8,33 до 42,5. Максимально допустимый крутящий момент лежит в пределах 4500–38000 Н·м. Редуктор может быть оснащен дисковым рабочим тормозом и многодисковым стояночным тормозом на входе редуктора, что обеспечивает стабильность тормозных характеристик.

а)

б)

Рисунок 4.15 – Мотор-редуктор с планетарной передачей для колесных (а) и гусеничных (б) машин

Мотор-редуктор для гусеничных машин (рисунок 4.15, б) весьма компактен: гидродвигатель и редуктор объединены в единый модуль, который в свою очередь интегрируется в ведущую звездочку гусеницы. Серия компактных редукторов для гусеничных машин насчитывает 11 типоразмеров, благодаря чему область применения таких редукторов весьма обширна. Компактные мотор-редукторы малых типоразмеров успешно применяются на различных гусеничных миниэкскаваторах. Редукторы больших габаритов применяются на тяжелых гусеничных экскаваторах и других машинах. Компактная в осевом направлении планетарная передача также позволяет разместить в корпусе многодисковый стояночный тормоз. Редукторы обеспечивают передачу крутящего момента до 100000 [Н м] и передаточное число до 190.

Одна из конструкций мотор-редуктора приведена на рисунке 4.16.

Планетарный редуктор может быть установлен непосредственно в обычный колесный и гусеничный привод, обеспечивая тем самым бoльший клиренс для машин, работающих в сложных условиях. Планетарный редуктор может быть также применен в качестве поворотного механизма, обеспечивающего очень высокий крутящий момент и существенное уменьшение размеров, что особенно важно, например, для нового поколения супер-компактных экскаваторов и землеройных машин. Кроме того уменьшается масса, обеспечивается высочайший уровень надежности, взаимозаменяемости и ремонтопригодности. На рисунках 4.17, 4.18 показаны узлы с применением планетарных редукторов.

Рисунок 4.16 – Конструкция мотор-редуктора с первой быстроходной (1₂,2₂,3₂,4₂) и второй тихоходной (1₁,2₁,3₁,4₁) планетарными передачами: 1₁, 1₂ – центральное колесо с наружными зубьями (a); 2₁, 2₂ – центральное колесо с внутренними зубьями (b); 3₁, 3₂ – сателлит (g); 4₁, 4₂ – водило (h)

а)

б)

г)

в)

Рисунок 4.17 – Применение планетарных редукторов в приводах: а – складывания стрелы крана; б – транспортера; в – ведущего колеса гусеничной машины; г – насоса буровой машины

Рисунок 4.18 – Гидротрансформатор и планетарная коробка перемены передач в сборе: 1 – обгонная муфта реактора; 2 – корпус передачи; 3 – поршень механической блокировки трансформатора; 4 – турбинное колесо; 5 – насосное колесо; 6 – колесо реактора; 7 – планетарные ряды [72]

При определении передаточного отношения принято частотам вращения присваивать индекс звена n_a, n_b, n_g, n_h (см. рисунок 4.14), а передаточные отношения сопровождать верхним индексом, обозначающим неподвижное звено, нижним – направление движения, левым – звено с максимальным крутящим моментом, правым – с минимальным. Например, означает передаточное отношение отa к h при неподвижном b:

.

При i >0 вращение ведущего и ведомого звеньев (колес) происходит в одном направлении, при i < 0 – вращение их противоположное, т.е. они вращаются в разные стороны.

В большинстве случаев практики колесо b заторможено, a – ведущее, h – ведомое:

.

Частота вращения сателлита определяется из равенства

;;

или;.

Если водило h будет неподвижно, то дифференциальная передача превратится в обычную (редуктор) с неподвижными осями:

,

где ₁, ₃ – угловые скорости колес соответственно внутреннего b и наружного a; у водила _h = 0.

Зубчатые колеса планетарных передач рассчитываются на контактную усталостную прочность рабочих поверхностей зубьев и на усталостную прочность при изгибе по тем же формулам, как и простые передачи с неподвижными осями.

Недостатки планетарных передач: повышенные требования к точности изготовления и монтажа.

Достоинства планетарной передачи:

1 Благодаря широким кинематическим возможностям она может быть использована как редуктор с постоянным передаточным отношением, как коробка скоростей, как дифференциальный механизм.

2 Компактность и малая масса в 2–4 раза меньше, чем простых зубчатых передач с неподвижными осями колес, т.к. мощность передается по нескольким потокам, равным числу сателлитов. При этом нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается в несколько раз (по количеству сателлитов).

3 Планетарный принцип позволяет получать большие передаточные отношения без применения многоступенчатых передач.