Общие сведения

Зубчатая передача устанавливается между двигателем и рабочей машиной и служит для уменьшения (а иногда для уве­личения) угловой скорости и увеличения момента. Дело в том, что при той же мощности двигатель имеет тем меньший вес, чем больше скорость вращения его вала. В то же время ско­рость вращения вала рабочей машины определяется техноло­гическим процессом. Так, для станков — это скорость, обеспе­чивающая экономическую стойкость инструмента, а для само­лета — скорость вращения винта, работающего с наибольшим КПД. Например, вал турбовинтового двигателя вращается со скоростью 10 000 об/мин, а винт — со скоростью 1000 об/мин. Тогда передаточное отношение редуктора равно десяти.

Если принять для зубчатой пары Z_1min = 20... 25 и Z2max = 125... 150, то для машинного привода наибольшее передаточное отношение пары

Знак “плюс” относится к внутреннему зацеплению, а “минуc” — к внешнему.

Для получения больших значений передаточного отношения применяют сложные передачи. Для транспортных машин ши­роко применяются соосные многопоточные передачи, схемы и характеристики которых представлены в табл. 4.1. Это плане­тарные редукторы с отрицательным передаточным отношением обращенного механизма (u^(н) < 0) с одновенцовыми (схема I, III) и двухвенцовыми (схема II) сателлитами. Число потоков мощности равно числу сателлитов a_n (рис. 4.1). Кроме того, используются соосные многопоточные простые передачи с не­подвижными осями. Их можно получить из планетарных путем остановки водила и освобождения центрального колеса (схе­ма (IV).

Таблица 4.1 Схемы и характеристики соосных передач

Рис. 4.1. Схема и картина скоростей планетарного редуктора с двухвенцовыми сателлитами.

Для получения больших значений передаточных отношении используются многоступенчатые передачи, являющиеся последо­вательным соединением передач по схемам I—I (схема V), либо сочетание этих передач с цилиндрическими парами. Общее передаточное отношение определяется как произведение пе­редаточных отношений зубчатых пар на передаточное отноше­ние планетарных ступеней:

u_об= u_{Iпрост *} u_{IIпрост …} u_{I пл*} u_{II пл}

Последняя тихоходная ступень передачи является наиболее нагруженной и от нее зависят вес и габариты всей конструк­ции. Поэтому последнюю ступень следует выполнять многопоточной за счет применения от 3 до 6 (и более) сателлитов в планетарных передачах и промежуточных колес в простых соосных механизмах. Зубчатые же пары целесообразно исполь­зовать как быстроходные ступени, располагая их ближе к валу двигателя.

Расчеты на прочность показывают, что для уменьшения га­баритов передаточное отношение на быстроходные ступени и _бследует выбирать побольше, на тихоходные и _т поменьше.

На рис. 4.2 приведена оптимальная с точки зрения снижения веса разбивка общего передаточного отношения u₀ для двух­ступенчатого редуктора с одновенцовыми сателлитами по схе­ме V, табл. 4.1, состоящего из двух передач по схеме I, и для двухступенчатого редуктора с двухвенцовыми сателлитами, со­стоящего из двух передач по схеме II (данные в скобках). Этим графиком можно пользоваться в случае, если одна из ступеней простая.

Передаточное отношение любого планетарного редуктора определяется по формуле Виллиса

Рис. 4.2. График оптимальной разбивки передаточного отношения

Следовательно, схемы I, II, и III имеют отрицательное передаточное отношение в простой передаче, получаемой из плане­тарной путем остановки водила (схема IV) и называемой об­ращенной передачей. Передаточное отношение у передач по этим схемам лишь на единицу больше, чем у обращенных пере­дач, зато КПД достигает 97—99%, что особенно важно при передаче большой мощности.

Именно схемы табл. 4.1 обеспечивают наиболее экономичную работу, что имеет решающее значение для транспортных ма­шин.

4.2 СИНТЕЗ ПЕРЕДАЧИ С u^(H) < 0 И ДВУХВЕНЦОВЫМИ САТЕЛЛИТАМИ

(схема II табл. 4.1 и рис. 4.1)

Передаточное отношение редуктора

При синтезе по заданному передаточному отношению необ­ходимо выполнять следующие условия (рис. 4.1):

1. Условие соосности:

Исходя из выполнения этого условия в табл. 4.2 даны пре­дельные значения передаточных отношений.

Таблица 4.2

Для упрощения подбора чисел зубьев эти выражения преоб­разуем. Обозначим через l и k отношения модулей и чисел зубьев венцов сателлита, представив их в виде отношения прос­тых чисел:

Для стандартных значений модуля величина l может быть выбрана из ряда табл. 4.3.

Таблица 4.3.

1/2	11/20	3/5	13/20	7/10	3/4	4/5	17/20
9/10	1,00	11/1O	5/6	5/4	13/10	7/5	3/2

Рис. 4.3. График для определения параметра k=z₂/z₂¢ в планетарном редукторе с двухвенцовыми сателлитами

Так как числа зубьев должны быть целыми, то величина должна быть кратна наибольшему знаменателю в формулах для чисел зубьев, т. е. в нашем случае кратна 20. Можно при­нять с == 20; 40; 60; 80; 100.

Выбираем на основе анализа вариант с с=80. Тогда z₁ =20; z₃ = 88; z₂¢= 24; z₂= 60.

Уменьшение с приводит к необходимости коррекции сме­щением инструмента, а увеличение ведет к росту чисел зубьев колес, что может привести к росту габаритов.

Если передаточное отношение — число не целое, числа зубьев могут получаться слишком большими. В этом случае приходится делать несколько попыток, меняя значения l, k, а иногда и u_1H⁽³⁾ (последнее значение в пределах 2—3%, не бо­лее). Данные на графике рис.4.3 — рекомендуемые и от них можно отступать, но всегда в сторону увеличения k.

Дата добавления: 2014-12-26