 |
Расчет передачи с зацеплением Новикова на контактную прочность
|
|
|
|
3.85. Этот расчет производят по аналогичным расчетным формулам на контактную прочность для косых зубьев эвольвентного зацепления {см. шаги 3.60, 3.61), но с учетом их большей нагрузочной способности. На основании опытных данных несущую способность зубьев зацепления Новикова по контактной прочности принимают в 1,75—2 раза больше, чем для эволь-вентных зацеплений.
Вспомните формулы расчета на контактную прочность цилиндрической эвольвентной прямозубой передачи.
3.86. Условия контакта в передачах с зацеплением Новикова отличаются от условий контакта по Герцу (малая разность r1 и r2 большие значения ρ1 и ρ2). Контактные напряжения приближаются к напряжениям смятия. Расчет передач Новикова по контактным напряжениям применяют условно и ведут аналогично расчету с эвольвентным зацеплением.
Для зацепления Новикова коэффициент Ка = 33,6 МПа|/3, а при расчете эвольвентной передачи Ка = 49,5 ÷ 43 МПа'/3. Это объясняется тем, что несущая способность зубьев с зацеплением Новикова в 1,75—2 раза больше по сравнению с эвольвентными передачами.
Ширина колеса не влияет на прочность зубьев на излом при зацеплении Новикова. В передачах с зацеплением Новикова нагрузка, распределенная на площадке контакта, приложена не по всей длине зуба, как это имеет место в эвольвентном зацеплении, а лишь на сравнительно небольшом его участке. При этом значительная часть зуба практически ее не воспринимает. Следовательно, изменение ширины венца колеса b при неизменном угле наклона зуба в отличие от эвольвентных колес практически не сказывается на прочности зубьев на излом.
Планетарные зубчатые передачи. Устройство передачи и расчет на прочность
|
|
|
3.87. Передачи, имеющие зубчатые или фрикционные колеса с перемещаю-щимися осями, называют планетарными.
Наиболее распространена зубчатая однорядная планетарная передача (рис. 3.60). Она состоит из центрального колеса / с наружными зубьями, неподвижного (центрального) колеса 2 с внутренними зубьями и водила -на котором закреплены оси планетарных колес g (или сателлитов).
Рис. 3.60. Планетарная передача
Водило вместе с сателлитами вращается вокруг центральной оси, а сателлиты обкатываются по центральным колесам и вращаются вокруг своих осей, совершая движения, подобные движению планет. При неподвижном колесе 2 движение передается от колеса 1 к водилу h или наоборот.
Планетарную передачу, совершаемую подвижными звеньями (оба иен-тральных колеса и водило), называют дифференциалом. С помощью дифференциала одно движение можно разложить на два или два движения сложить в одно: от колеса 2 движение можно передавать одновременно колесу 1 и водилу h или от колес 1 и 2 к водилу /г и т. д. Планетарную передачу успешно применяют в транспортном машиностроении, станкостроении, приборостроении.
Какие профили зубьев применимы для планетарной зубчатой передачи?
3.88. Достоинства и недостатки планетарных передач.
Основное достоинство — широкие кинематические возможности, позволяющие использовать передачу в качестве редуктора коробки скоростей, передаточное число в которой изменяется путем поочередного торможения различных звеньев, и как дифференциальный механизм.
Планетарный принцип позволяет получать большие передаточные числа (до тысячи и больше) без применения многоступенчатых передач.
Эти передачи компактные и имеют малую массу. Переход от простых передач к планетарным позволяет во многих случаях снизить их массу в 4 раза и более.
Сателлиты в планетарной передаче расположены симметрично, а это снижает нагрузки на опоры (силы в передаче взаимно уравновешиваются), что приводит к снижению потерь и упрощает конструкцию опор.
|
|
|
Эти передачи работают с меньшим шумом, чем обычные зубчатые.
Основные недостатки: повышенные требования к точности изготовления и монтажа; резкое снижение КПД передачи с увеличением передаточного отношения.
Перечислите примеры возможного применения планетарных передач.
3.89. Передаточное отношение.
Для определения передаточного отношения планетарной передачи используется метод Виллиса — метод останова водила.
Передаточное отношение планетарной передачи (см. рис. 3.60)
(3.33)
где 
и 
— угловые скорости колес 1 и 2 относительно водила h; Zi и z2 — числа зубьев этих колес.
Для реальной планетарной передачи (колесо 2 закреплено неподвижно, колесо 1 — ведущее, водило h ведомое) при ω2 = 0 из формулы (3.36) получим
или
(3.34)
Для однорядной планетарной передачи I = 1,25 ÷ 8,0 для многоступенчатых i=30 ÷ 1000, для кинематических передач i1h ≥ 1600. Чем больше передаточное отношение планетарной передачи, тем меньше КПД
(л = 0,99 ÷ 0,1).
3.90. Расчет на контактную прочность зубьев планетарных передач проводится по аналогии с расчетом обыкновенных зубчатых передач отдельно для каждого зацепления (см. рис. 3.60): пара колес 1—g (внешнее зацепление) и g—2 — (внутреннее). Для таких передач достаточно рассчитать-только внешнее зацепление, так как модули и силы в зацеплениях одинаковые, а внутреннее зацепление прочнее внешнего.
Объясните, почему для планетарной передачи (см. рис. 3.60) достаточно рассчитать только внешнее зацепление.
3.91. Проектировочный расчет планетарной передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев проводится по следующей формуле:
(3.35)
где dt — делительный диаметр ведущего звена (шестерни), мм; Kd = 78 МПа1/3 — вспомогательный коэффициент (рассматриваются стальные прямозубые колеса); T1 — вращающий момент на шестерне, Н • мм; KHβ — коэффициент нагрузки (см. табл. 3.4); Ω= 1,1 ÷ 1,3 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки среди сателлитов; 
— передаточное отношение; [Ψbd]i = 0,75 — коэффициент длины зуба (ширины колеса); [σ]н — допускаемое контактное напряжение, МПа (см. шаг 3.45).
|
|
|
При расчете планетарных передач выбор числа зубьев колес зависит не только от передаточного отношения /, но и от условий собираемости передач. При этом сумма зубьев центральных колес должна быть кратной числу сателлитов (лучше 3).
Какие параметры определяются в проектировочном расчете на контактную прочность передач.
|
|
|
