Подбор чисел зубьев других колес производят, учитывая три условия: соосности, симметричного расположения сателлитов (условие сборки) и соседства.

Кинематический расчет планетарной передачи выполняют по следующим формулам:

передаточное число

числа зубьев колес

z„>18; Zb = z{u-\); = 0,5(zj-zj; условие соосности (без смещения исходного контура)

4 = a + 2Zg\

условие симметричности расположения сателлитов (условие сборки) zjn = y и Zbln = y или (z„-f Zb)/rt = Y,

где - число сателлитов в передаче (обычно п=3), у - любое целое число;

условие соседства

где - межосевое расстояние передачи; dag - диаметр вершин зубьев сателлита.

После выполнения кинематических расчетов приступают к силовому расчету передачи.

Первые этапы силового расчета планетарных передач (выбор материала, термической обработки и определение допускаемых напряжений) вьшолняют по рекомендациям для расчета цилиндрических зубчатых передач.

Некоторое различие заключается в следующем.

При определении допускаемых напряжений коэффициенты долговечности Khl и Kfl находят для относительного движения колес, т. е.

где N - число циклов перемены напряжений при относительном движении колес.

Для ведущей центральной шестерни

где tijig - число сателлитов; Ша=й)а-- относительная угловая скорость ведущей центральной шестерни; Шц и шд - угловая скорость ведущей шестерни и водила. Для сателлитов

где (nluiazjzg-относительная угловая скорость водила. После

этого определяют межосевое расстояние передачи

где Q=l,l. . .1,2 коэффициент неравномерности распределения нагрузки по потокам; \>а - коэффициент ширины колеса, который принимают при «6,3 г)а=0,63, а при «>6,3 фа=0,5) u=Zg/za - передаточное число. Вычисленное значение округляют в большую сторону до стандартного числа (см. с. 13).

Ширина колеса Ь2=»1аао,; диаметр шестерни di=2ajiu+l); модуль передачи m=djza.

Полученный расчетом модуль округляют в ближайшую сторону до стандартного значения (см. с. 13).

После этого определяют диаметры колес (п. 9, с. 14), выясняют пригодность размеров заготовок колес (п. 10, с. 14) и вычисляют силы в зацеплении (п. И, с. 15).

Окружную силу определяют по формуле

Ft = 2Qr,/(«X).

Затем производят проверку зубьев колес по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям по формулам, приведенным в п. 12 и

13, с. 15, 16. к

После вьшолнения расчетов приступают к конструированию планетарного редуктора.

f/7, t/?2

Рис 11.2

Первоначально, как и при конструировании обычного редуктора, составляют эскизный проект. При эскизном проектировании определяют основные размеры деталей редуктора и их относительное расположение. Определяют предварительные размеры валов, расстояния между деталями, реакции опор и намечают типы и размеры подшипников. Подшипники качения принимают: для опор центральных валов - шариковые радиальные легкой серии, для опор сателлитов - шариковые или роликовые сферические средней серии.

. Выбранные подшипники качения проверяют по реакции опоры {Rl или R для расчетных схем, представленных на рис. 11.2.

На этих схемах: Ri и Rz- реакции опор; F - сила в зубчатом зацеплении.

Учитывая наибольшую возможную неравномерность распределения общего момента по потокаМг эту силу определяют по формулам:

для быстроходного ведущего вала (рис. 11.2, а)

где di - делительный диаметр зубьев зубчатой муфты; для тихоходного ведомого вала (рис. 11.2, б, в)

где Th - момент на выходном валу-водиле; a, - межосевое расстояние передачи.

Рис. 11.3

На всех схемах сила F - консольная нагрузка от муфты, которую принимают по рекомендациям, приведенным в гл. 13.

Наиболее нагружены подшипники сателлитов. Требуемую динамическую грузоподъемность этих подшипников определяют по силе R=2Ff, где Fi: окружная сила, которую вычисляют по формуле, приведенной на с. 178: