Распределения нагрузки по ширине венца колес цилиндрической передачи 13 страница

Таблица А.53 – Формулы для определения КПД (h) планетарных передач

Таблица для определения КПД (h) передач А, В, С, 3k (с подшипниками качения)
Обозначение варианта		Величина h		y^h
Передача составлена из одного механизма
A^b_ha			h^b_ah=h^b_ha =1–p×y^h /(p+1)	y^h =y^h_3a+y^h_3b +y^h_п
A^a_hb			h^a_bh=h^a_hb =1–y^h /(p+1)
A^h_ba			h^h_ab=h^h_ba =1– y^h
B^b_ha			h^b_ah=h^b_ha =1– i^h_ab×y^h /( i^h_ab –1)
C^b_eh			h^b_he=1/(1+\| 1– i^b_he\|×y^h)	y^h =y^h_3b+y^h_3e +y^h_п
(3k)^b_ea			h^b_ae »0,98 /{1+[i^b_ae/(1+z_b/z_a) –1]×y^h_eb}	y^h _eb=y^h_3b+y^h_3e
Передача составлена из 2-х механизмов А
Обозначение варианта	Величина h
A^b1_h1_a₁A^b2_h2_a₂	h_a_2h1=h^b2_a_2h2×h_a_1h1=[1–p₂y^h2/(p₂+1)]×[1–p₁y^h1/(p₁+1)]
A^b1_h1_a₁A^h2_b2_a₂	h_a_2h1=h^b2_a_2h2×h^h1_a_1b1=(1–y^h2)×[1–p₁y^h1/(p₁+1)]
(AA)^h1_(b1h2)a2	h_a_2(b1h2)=1–{[1– 1/(p₁×p₂+p₂+1)]× y^h2 + p₁×p₂×y^h1/(p₁×p₂+p₂+1)}
(AA)^h1_(b1b2)a2	h_a_2(b1b2)=1–{[1+ p₁/(p₁×p₂+p₂+1)]× y^h2 – [p₁×(p₂+1)]×y^h1/(p₁×p₂+p₂+1)}

Таблица А.54– Соотношение между моментами, действующими на основные звенья

планетарных передач

Условное обозначение

Соотношение моментов

Передача составлена из одного механизма

T_a=–T_h×/(p+1);

T_b= –T_h×p/(p+1)

T_a= –T_h×z_a×z_f/( z_a×z_f + z_b×z_g) ;

T_b= –T_h×z_b×z_g/( z_a×z_f + z_b×z_g)

T_b= –T_e ×z_b×z_f/(z_e×z_g);

T_h= –T_e×[( z_e×z_h–z_b×z_f)/( z_e×z_g)]/ h^b_heпри P_h>0

T_h= –T_e×[( z_e×z_h–z_b×z_f)/( z_e×z_g)]×h^b_ehпри P_h<0

T_a= –T_e×[z_a/( z_a+ z_b)]×[1– (z_b×z_f /z_g×z_e)]/h^b_ae при P_a>0

T_a= –T_e×[z_a/( z_a+ z_b)]×[1– (z_b×z_f / z_g×z_e)]×h^b_ae при P_a<0

T_b= –T_e×[z_b/( z_a+ z_b)]×[1+(z_a×z_f / z_g×z_e)]

Передача составлена из 2-х механизмов А

Условное

обозначение

Соотношение моментов

Для ведущего звена

Для промежуточного звена

A^b1_h1a1A^b2_h2a2

T_a2= –T_h1/[(p₂+1)×(p₁+1)]

T_a1= –T_h2= –T_h1/(p₁+1); T_b1= –T_h1×p₁/(p₁+1); T_b2= –T_h1×p₂/[(p₂+1)×(p₁+1)]

A^b1_h1a1A^h2_b2a2

T_a2= –T_h1/[p₂×(p₁+1)]

T_a1= –T_b2= –T_h1/(p₁+1); T_b1= –T_h1×p₁/(p₁+1); T_h2= –T_h1×(p₂+1) /[ p₂×(p₁+1)]

(AA)^h1_{(b1h1) a2}

T_g= T_a2= –T_d/[p₂×(p₁+1)+1]

T_a=T_b2– T_a1= – T_d×p₂ / [p₂× (p₁+1)+1]; T_b=T_h2= T_d×(p₂+1) / [p₂× (p₁+1)+1]; T_b1= T_d× p₁×p₂ / [p₂× (p₁+1)+1]; T_h1= – T_d×p₂ × (p₁+1)/ [p₂× (p₁+1)+1]

(AA)^h1_{(b1b2) a2}

T_g= T_a2=T_d/[(p₁+1)×( p₂+1)-1]

T_a=T_b2= – T_d×p₂ /[(p₁+1)×( p₂+1) –1]; T_b=T_h2= –T_a1=T_d×(p₂+1)/[(p₁+1)×( p₂+1) –1]; T_b1= T_d× p₁×(p₂+1) / [(p₁+1)×( p₂+1) –1]; T_h1= – T_d×(p₁+1)×( p₂+1)/ [(p₁+1)×( p₂+1) –1]

Таблица А.55 – Коэффициент ширины колеса относительно диаметра (y_bd)_i

механизмов А, В, 3k планетарных передач

Тип механизма	(y_bd)_i	Примечание
А	(y_bd)_а=b_w/(d_w)_а=р(y_bd)_b £0,75 при р³3; (y_bd)_g=b_w/(d_w)_g =2p×(y_bd)_b/(p–1) при р<3	(y_bd)_b =b_w/(d_w)_b £0,12…0,188
В	(y_bd)_а= b_w/(d_w)_а £0,75; (y_bd)_f = b_w/(d_w)_f £0,75	(y_bd)_а при n_w=3 (y_bd)_b= b_w /(d_w)_b £012…018
3k	(y_bd)_f= b_w /(d_w)_f=0,30…0,35	Для схемы с z_b>z_e величина (y_bd)_g= b_w /(d_w)_g определяется при расчете на прочность зубьев

Таблица А.56– Коэффициент диаметра колеса относительно модуля y_bm

планетарных передач

Конструкция	y_bm =b_w/m, не более
Высоконагруженные точные передачи, валы, опоры корпуса повышенной жесткости при: НВ£350 НВ>350	45…30 30…20
Обычные передачи редукторного типа в отдельном корпусе с достаточно жесткими валами и опорами (и другие аналогичные) при: НВ£350 НВ>350	30…25 20…15
Грубые передачи (крановые и др.) или с плохо обработанными колесами (литье), а также открытые передачи, передачи с консольными валами (конические), подвижные колеса коробок скоростей	15…10
Примечание. Нижние значения y_bm – для повторно- кратковременных режимов работы, значительных перегрузок и средних скоростей; верхние значения y_bm - для длительных режимов работы, небольших перегрузок и высоких скоростей.

Таблица А.57– Условие соосности планетарных передач

Обозначение механизма

При равенстве углов зацепления в полюсах а–g и b–g или a–g и b–f или a–f; b–g и e–f

При неравенстве углов зацепления в полюсах а–g и b–g или a-g и b–f или a–f; b–g и e–f

z_a+2z_g=z_b

(z_a+z_g )/cos (a_tw)_a =(z_b – z_g)/ cos (a_tw)_b

z_a+z_g=z_b – z_f

(z_a+z_g )/cos (a_tw)_a =(z_b – z_f)/ cos (a_tw)_b

z_b–z_f=z_e – z_g

(z_b – z_f)/ cos (a_tw)_b ==(z_e – z_g)/ cos (a_tw)_e

z_a+2z_g=z_b; z_b–z_g=z_e – z_f

(z_a+z_g )/cos (a_tw)_a=(z_b – z_g)/cos (a_tw)_b = (z_e – z_g)/cos(a_tw)_e

Примечание. В таблице приведены формулы для передач с прямозубыми колесами и с равными модулями во всех полюсах зацепления

Таблица А.59 – Коэффициент Y_b, учитывающего угол наклона зуба колес

планетарной передачи

b°	0	10	20	30	40	42
Y_b	1	0,93	0,86	0,78	0,72	0,7

Таблица А.60 – Кинематические схемы наиболее распространенных волновых передач

и их основные параметры

№ схемы

Кинематическая схема передачи

Передаточное отношение и его рациональные пределы

КПД и его ориентировочные предельные значения

i^(b)_hg=70…300; i^(b)_hg=–z_g/(z_b–z_g); (z_b–z_g)=k×n_w

h^(b)_hg=0,91…0,71; h^(b)_hg= (1–y^(h)_bg)/(1+| i^(b)_hg|×y^(h)_bg); y^(h)_bg =0,00137

i^(g)_hb=70…300;

i^(g)_hb=–z_b/(z_b–z_g);

(z_b–z_g)=k×n_w

h^(g)_hb=0,91…0,71;

h^(g)_hb=1/[1–y^(h)_bg×(1–i^(g)_hb)];

y⁽^h⁾_bg@0,00137

2а

i^(f)_hb=300…6000; i^(f)_hb=–z_b×z_g/(z_b×z_g-z_g×z_f); (z_b–z_g)= (z_f–z_g_¢)=k×n_w

h^(f)_hb=0,55…0,07; h^(f)_hb=1/[1+y^(h)_bf×(i^(f)_hb–1)]; y⁽^h⁾_bf=0,00274

Примечание. Обозначение: h – генератор волн; b – подвижное жесткое колесо;

g – гибкое колесо; f – неподвижное жесткое колесо. В приведенных формулах верхний индекс, стоящий в скобках при i, h, y обозначает неподвижное звено. Первый нижний индекс обозначает ведущее звено, второй – ведомое;

Таблица А.61 – Материалы и прочностные характеристики основных деталей

Волновых передач

Марка стали	Термическая обработка, упрочнение	Твердость		Предел прочности при растяжении s_в МПа	Предел текучести s_т, МПа	Предел выносливости		Допускаемое напряжение при смятии s_см, МПа
Марка стали	Термическая обработка, упрочнение	НВ сердцевины	HRC поверхности	Предел прочности при растяжении s_в МПа	Предел текучести s_т, МПа	При изгибе s_-1, МПа	При кручении t_-1, МПа	Допускаемое напряжение при смятии s_см, МПа
45	Н У М35	180 200 220	30 32 35	610 750 900	360 450 650	275 340 405	165 205 245	21…30 26…36 31…45
50	Н У	200 270	32 35	640 900	380 700	290 405	175 245	22…31 31…45
20Х	Н У М59	200 215 280	28 35 40	600 700 850	300 500 630	260 350 420	150 200 240	20…28 26…36 32…43
40Х	Н У М39 М48	220 240 260 280	32 35 39 48	630 800 1100 1300	330 650 900 1100	310 400 550 650	180 230 320 380	23…30 30…40 42…56 49…67
40ХН	Н М43	200 280	30 40	780 1200	460 1000	300 600	225 345	29…39 46…62
50ХГ	У	320	43	1100	850	480	280	38…45
35ХМ	М М50	270 315	35 45	1000 1600	850 1400	500 800	290 480	38…52 61…82
40ХНМА	М43	300	43	1100	950	600	340	46…60
30ХГСА	У М46	300 320	35 50	1100 1500	850 1300	550 750	320 430	41…55 57…76
12ХНЗА	У ТВЧ	235 315	40 59	950 1000	700 850	470 500	270 300	30..48 38…51
ШХ15	М62	380	62	2200	1700	660	330	52…110
Модули упругости: а) Сталь углеродистая Е=(2…2,1)×10⁵ Мпа; G=8,1×10⁵ МПа б) Сталь легированная Е=2,1×10⁶ Мпа; G=8,1×10⁵ МПа
Примечание. Условные обозначения термической обработки и упрочнения:Н – нормализация ; У – упрочнение; ТВЧ – закалка с нагревом ТВЧ; М – закалка с охлаждением в масле

Дата добавления: 2018-10-27; просмотров: 235; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 8 9 10 11 121314 15 16 17 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!