Двухступенчатых редукторов

Основное отличие двухступенчатой планетарной передачи от планетарного ряда состоит в том, что сателлиты ее выполнены в виде двух жестко связанных зубчатых колес (рис. 56, а—д). Двухступенчатая передача может содер-$ _ жать максимально четыре центральных колеса. В практически используемых схемах двухступенчатой планетарной передачи содержится обычно дваТили три центральных колеса. Многоступенчатые планетарные механизмы образуются из ряда связан--ных одно- и двухступенчатых планетарных передач.

По формуле (4.1) число степеней свободы одно- и двухступенчатых планетарных передач равняется двум. Если в этих передачах одно из центральных колес остановлено, т. е. жестко связано с корпусом механизма, то число звеньев и вращательных пар уменьшается

4.1. Динамические характеристики одноступенчатых и двухступенчатых планетарных передач

Динамические графы эквивалентных одно- и двухступенчатых планетарных передач соответствуют схематизации, принятой при рассмотрении этих передач с учетом упругих свойств подшипниковых опор сателлитов. Планетарная передача представляется в виде условной с'безынерционным водилом, которое связано с конструктивным водилом передачи, соединением, эквивалентным по своей^упругой характеристике подшипниковым Г опорам сателлитов. Динамический граф эквивалентной планетарной передачи характеризует динамическое поведе---^ ние условной передачи с безынер-*'3' С j ционным водилом. Динамическую V.V схему полной планетарной передачи (с конструктивным водилом) получим в виде трехмассовой разветвленной

щей передачи. Принимая во внимание результаты, полученные при построении динамических графов эквивалентных одно- и двухступенчатых планетарных передач, динамическое поведение каждой из соответствующих полных передач можем характеризовать одним из трех полных динамических графов (рис. 61).,

Оценка влияния упругих свойств соединений, связывающих центральные колеса планетарных рядов многорядного редуктора с опорным звеном, производится так же, как для одно- и двухступенчатых планетарных передач. Если для какого-либо планетарного ряда редуктора удовлетворяется условие (4.80), то этот,ряд может быть представлен в общей динамической схеме одним из своих редуцированных графов (рис. 68,6). При определении схемных передаточных отношений учитываются кинематические свойства лишь тех планетарных рядов многорядного редуктора, которые представляются в общей динамической схеме редуцированными графами. Планетарные ряды, характеризуемые полными динамическими графами, рассматриваются как механизмы без редукции.

4.1. Динамические характеристики одноступенчатых и двухступенчатых планетарных передач................ 129

Указанное позволяет ограничиться при динамических исследованиях планетарных передач учетом упругих свойств подшипниковых опор сателлитов и механических связей, наложенных на звенья этих передач. Анализ, основанный на учете упругих свойств опор сателлитов, приводит еще к одной схематизации в представлении одно- и двухступенчатых планетарных передач. Предпола-.

Динамические характеристики одно- и двухступенчатых планетарных передач. Рассмотрим условный (с безынерционным водилом) планетарный ряд с индексами основных звеньев 1, 2, 3 (рис. 1, б). Смещения звеньев планетарного ряда удовлетворяют двум уравнениям связей, которые можно представить следующим образом [3] :

Говоря о динамических графах эквивалентных одно- и двухступенчатых планетарных пере- а дач следует иметь в виду схематизацию, принятую при рассмотрении этих передач с учетом упругих свойств подшипниковых б опор сателлитов. Динамический граф эквивалентной планетарной передачи характеризует динамическое поведение условий переда- х-ч чи с безынерционным водилом. ' \_f

где cst — жесткость подшипниковых опор одного сателлита, приведенная к центру инерции данного сателлита [1]. Динамическую схему полной одно-или двухступенчатой передачи назовем полным динамическим графом соответствующей передачи. Принимая во внимание результаты, полученные при построении динамических графов эквивалентных одно- и двухступенчатых планетарных передач, динамическое поведение каждой из соответствующих полных передач можем характеризовать одним из трех полных динамических'графов (рис. Б, а, в).

Оценка влияния упругих свойств соединений, связывающих центральные колеса планетарных рядов многорядного редуктора с опорным звеном, производится таким же образом, как и в случае одно- и двухступенчатых планетарных передач. Если для какого-либо планетарного ряда редуктора удовлетворяется условие (52), то этот ряд может 'быть представлен в общей динамической схеме одним из своих редуцированных графов (56), (57) (рис. 7). При определении схемных передаточных отношений учитываются кинематические свойства лишь тех планетарных .рядов многорядного редуктора, которые представляются в общей динамической схеме редуцированными графами. Планетарные ряды, представляемые полными динамическими графами, рассматриваются при указанной процедуре как механизмы без редукции. Если в многорядном редукторе основные звенья отдельных планетарных рядов связаны попарно, то такой редуктор называется замкнутым. Как правило, замкнутые планетарные редукторы являются и д и ф ф е р е н-ц а льны ми, то есть содержат планетарные ряды, у которых все основные звенья совершают вращательные движения (рис. 9, а). Замкнутые дифференциальные планетарные передачи иногда получают в результате синтеза простых зубчатых передач и планетарного ряда (рис. 9, б). .

Передаточные числа иъ быстроходной и мт тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям, приведенным в табл. 1.3.

Двухступенчатый цилиндрический редуктор. При проектировании двухступенчатых редукторов необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа Мред между быстроходной МБ и тихоходной мт ступенями (мред = мг>мт). Поэтому в программе [9] предусматривается проведение расчетов при разных отношениях МБ/МТ. Для оценки результатов счета строят графики, отражающие влияние на массу редуктора распределения передаточного числа Мред между ступенями, вида термообработки и относительной ширины (\j/a) зубчатых колес.

Передаточные числа иь быстроходной и мт тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям, приведенным в табл. 1.3.

Передаточные числа МБ быстроходной и щ тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям табл. 1.3.

двухступенчатых редукторов.

а) [т] = 20...25 Н/мм2 — при ориентировочном расчете диаметра входных и выходных концов валов; б) [т]= 10. ..15 Н/мм2 — при ориентировочном расчете диаметра промежуточного вала (для двухступенчатых редукторов) и для первого промежуточного вала (для трехступенчатых редукторов); в) [т] = 20 Н/мм2 — при ориентировочном расчете диаметра второго промежуточного вала (для трехступенчатых редукторов) .

При передаточных отношениях 25...250 применяют трехступенчатые редукторы (рис. 10.37, д, е). Их область применения расширяется за счет двухступенчатых редукторов с большими передаточными отношениями, но одновременно их, естественно, будут частично заменять более компактными планетарными и волновыми редукторами.

Из двухступенчатых редукторов наибольшее распространение имеют редукторы по развернутой схеме (рис. 10.37,6). Эти редукторы наиболее просты. Они имеют наименьшую ширину, но несимметричное расположение колес на валах приводит к повышенной концентрации нагрузки по длине зуба. Поэтому такие редукторы требуют жестких валов. Указншшй недостаток больше сказывается при закаленных до высокой твердости колесах и неравномерной нагрузке (приработка затруднена).

Отношение межосевых расстояний тихоходной и быстроходной ступени двухступенчатых редукторов ашТ/ашВ= 1,12...1,6. Большее значение оптимально при больших передаточных отношениях и постоянном режиме нагрузки. В соответствии с преимущественными условиями использования редукторов целесообразна тенденция уменьшения этого отношения. Так, для крановых редукторов рекомендуют 1,25.

Передаточные числа «Б быстроходной и «т тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям, приведенным в табл. 1.3.

и = 8 н- 40. Из двухступенчатых редукторов наибольшее распространение имеют трехосные редукторы (рис. 247,6), как наиболее простые по конструкции. Однако из-за несимметричного расположения колес относительно опор у них повышенная неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Для улучшения условий работы зубчатых колес применяют редукторы с раздвоенной ступенью (рис. 247, г). Соосные редукторы (рис. 247, в) применяют для уменьшения длины корпуса редуктора.