Глава 13

УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ МНОГОПОТОЧНЫХ СООСНЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

При сборке многопоточных передач может получиться так, что зубья замыкающего зубчатого колеса не попадугво впадины сопряженного колеса. Это может произойти вследствие неизбежных погрешностей изготовления, например, в относительном угловом положении зуба и паза для шпонки в ступице колеса, смещения этого паза относительно оси отверстия, смещения шпоночного паза относительно оси вала, а также накопленных потрешностей окружных шагов колес.

Так, может оказаться, что после сборки передач и введения в зацепление колес I, 2, 3, 4 н 6 (риг .I зуб колеса 5 расположится против зуба центральной шестерни I и сборка передачи окажется невозможной. Наииольщая суммарная угловая погрешность (рад) равна дуге делительной окружности колеса, соответствующей половине шага зуоьев, т. е. 9шах = я/г, где г - число зубьев замьжающего колеса колесо 5 на рис. 13.1). Отсюда следует, что чем больше число зубьев мыгаюшего колеса, тем меньше значение (рщщ. Поэтому модуль зубчатых колес быстроходных ступеней многопоточных соосных передач желательно принимать по возг ожности меньшим.

Суммарная угловая югрешностъ может быть снижена за счет повьппения точности изготовления i также путем проведения повторных сборок и нахождения наиболее 1агоприятного относик илпг расположения зубьев шестерни и колеса 1имеющих разные угловые шаги) на каждом из промежуточных валов. В дальнейшем все расчеты приведены для наибольшей возможной погрешности

4>тах-

Осуществляя сборку передачи при наличии угповой погрешности принуцитильным по-ворогом Е1мыкающ го колеса, получают значительное предварительно нагружение передач, а в последующем неравномерное 11 распределение внешнего враща-ющего момента по отдельным потокам.

Для выравнивания нагрузки мжцу П01 ами применяют СП1 диальш авнитгтьные механизмы или встраивают упругие элементы. Так, если в двухпоточ-ном соосном редукторе (рис. 13- I? В1..есто одной одел; гь две

ведуш,.-шестерни /и с взаимно противоположными углами наклона зубьев, а вал 3 вьшолнить плавающим то нагрузка по потокам будет распределеяа более равномерно. Однако ширина редуктора при этом возрастает.

Чаще в мног оточных соосных передачах применяют у/уугие элементы: металлические (np>HHH. -орсионные валы -рассмотрены ниже) или резиновые (бруски, коничего-тщлиндричеасие шайбы и т. п.). Их встраивают по одной из двух схем. Центрпьнуп ведущую шестерню 7 (phi 13.3, о, б) выполняют вместе свалом. .В ngwottcccrtf (рис. Ь, ;, !/колеса 2и .устанавливают яя волах С(тобЬй а Вращающий момент с этих колес передают через пружины сжатия (или пластины) Яна шестерни Зиби затем на ведомое колесо 4. Во второй схеме (рис. 13.3, б) колеса 2и 5свободно установлены в корпусе, а момент с них передают на шестерни J и 6 через торсионный вал Т.

В трехпоточных передачах упругие элементы встраивакп аналогично.

13,1. СИЛОВЫЕ СООТНОШЕНИЯ

Примем, что сборку соосной передачи производят поворотом зубчатого колеса 5 (рис. 13.3) относительно шестерни 6 на угол (рпш*. Для этого необходимо приложить закручивающий ОРУТий) момент

тде С - суммарная угловая жесткость упругих элементов, встроенных в один поток.

После сборки передачи упругий момент перераспределяется между всеми потоками передачи. При работе передачи каждый поток передает часть внешнего момента. Упругий и внешний моменты алгебраически суммируясь, соэдают различную нагруженность отдельных потоков Коэффшщент характеризующий неравномерность нагружения потоков назовем коэффщщентом перегрузки Л;,. При проектировании упругих элементов этот коэффициент задают в пределах =1,1...1,2.

Из условия равновесия системы можно записать закручивающий момент Ту через внешний момент Т, передаваемый всеми промежуточными валами ьшого-214

поточного соосного редуктора, и коэф передачи;

двухпоточной Ту = {Жп-\)Т;

!нт перогрузки Л, соответственно для (13.1)

трехпогочной Ту = Л{К -Щ/% (13.2)

[де Т- иТи и -передаточное число быстроходной ступени; 71 -вращаюший момент на быстроходной пегаралыюй шестерне 1 (рис. 13.3).

Тогда необходимая для обеспечения принятого значения JQ, угловая жеикость упругих элеменгов для передачи:

двухпоточной (IQi~i)T/(p; трехпоточной 4(-1)г7(9фп,и)-Жесткость упругих элементов в зависимости от их конструкции и схемы нагружения определяют методами сопротивления материалов. Подставляя вместо С зависимость для жесткости конкретного упругого элемента, вычисляют его геометрические размеры.

Проверочный расчет упругих элементов на прочность производят по моменту Гпшх (здесь р - число потоков);

т=ХпШ (13.3)

13.2. РАСЧЕТ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ

Материалы н допускаемые i

Бння. Для плоских пружин (пластин) используют стальную пружинную термообработанную холоднокатаную ленту (ГОСТ 21996-76), а для цилищричесжих пружин сжатия - проволоц стальную углеродистую пружинную (ГОСТ 9389-75). Г 1одробнее о выборе марки материала и допускаемых напряжении см. гл. 20, табл 20.2.

В качестве материала торсионных валов назначают стали одной из следующих групп; I. Хромоваиадиевая термообработанная сталь марок 60С2ХФА, 50ХГФА, II. а) Утлеродистая закаленная в масле сталь марок 60, 65, 70, 85; б) Углеродистая холоднотянутая и коррожмшо-стсйкая холоднотянутая сталь марок60,65,40X13, 55ГС, 65Г. Для этих материалов на рис. 13.4 предстааиены зависимости допускаемых напряяЕНИЙ (tJ при кручении ддя проволоки и прутков в зависимости от их диаметра.

Торсионные валы применяютв ыосоконагруженныхмногопоточныхпередачах ответственного назначения. Нарис. 13.5 дана конструктивная схема промежуточной ступени одного потока передачи. Торсионный вал соединяют с валами колеса и шестерни шлицевым соединением. В этой схеме обеспечено надежное дашзжрсжание lr],j-зубчатых колес на валах. Недостаток - о увеличенная ширина редуктора, большое число подшшшиков.

Диаметр (мм) торсионного вала вычисляют

зуслс

в жесткости:

где Z-число зубьев быстроходного колеса; I = {0.9...1.0) 1а-длина вала -рассго-