Прямозубый цилиндрический редуктор

Прямозубый цилиндрический редуктор

Иллюстрации

Показать все

Реферат

 

ОП ИСАНИЕ

ИЗОБРЕТЕНИЯ

К АВТОРСКОМУ СВИДЕТЕЛЬСТВУ

Союз Советскик

Социалистические

Реснубпик

<»>879103 (61) Дополнительное к авт. свид-ву (51)М. Кл. (22)Заявлено 06.11.79 (21) 2835775/25-28 с присоединением заявки М

F 16 Н 1/06

Гесударственнмй комитет (23) Приоритет

Опубликовано 07.11.8Т Бюллетень М 41

Дата опубликования описания 10. 11 .81 аа делам изобретений н открытнй (53) УДК 621.

° 833(088.8) Э.В. Барановский, А.А. Иорк, Ю.А. Николае в„ и В.А. Черепанов

1 ! (72) Авторы изобретения (71) Заявитель (54) ПРЯМОЗУБЫЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ РЕДУКТОР

Изобретение относится к точному приборостроению и может быть использовано в силовых следящих приводах бортовой аппаратуры.

Известны конструкции прямозубого цилиндрического редуктора с параллельными валами, содержащего зубчатые колеса, установленные на валах, опорами которых являются подшипники качения.

Безлюфтовая связь потенциометра и шкалы, установленных на редукторе относительно сектора регулируемого объекта (нагрузки) осуществлена в нем за счет применения разрезных зубчатых !

5 колес, сдвинутых по плоскости их соприкосновения с помощью пружин, с последующей фиксацией определенного крутящего момента fl ).

Недостатком данного редуктора являет .я сравнительно высокая упругая податливость зацеплений, порядка 10

10 8 рар. Гс " см ", вызванная, в основном, расхождением их вследствие деформаций валов, корпуса и особенно подшипников.

По технической сущности и достигаемому эффекту наиболее близким к изобретению является прямозубый цилиндрический редуктор, содержащий параллельные валы, на каждом из которых установлено не более двух зубчатых колес, подшипники качения, являющиеся опорами валов, и люфтовыбирающие устройства (21.

Недостатком этого редуктора является невысокая точность.

Цель изобретения — повышение точности путем уменьшения влияния контактной упругости подшипниковых опор на общую крутильную податливость кинематической цепи редуктора и достижения величины последней от 10 8 до

10 9 рад Гс " см ".

Указанная цель обеспечивается тем, что.каждая последующая пара сопряжен-! ных зубчатых колес расположена отно,,сительно другой пары таким образом,.

8791 что отрезки прямых, соединеяющие центры вращения колес пары, образуют между собой угол, составляющий 30-500, при соблюдении следующих соотношений между конструктивными параметрами редук- 5 тора:

1 4 — » 6,3; к е„

1 » (2,9; к — » 4,2;

"к к е

1-2; 1к l0

8 !,.» 12;

3 i 5 +.! 5, 02 . с 05;! к! к-!

0 6 д! С r fl 6, 5=!

Я. 2

ГДе fk = аК4+ЬК4 1

hK = а к4 ак+ Ьк.!. bKz

Ьк2! ак z

К-". 2.

:7С вЂ” произведение квадратов .

j-! частных передаточных чисел, начиная с первого от вала нагрузки и кончая

k-1 — ым;

Д 1 — крутильная податливость ваК ла k, вызвайная контактной упругостью его опор и приведенная к валу нагрузки;

k= 2, 3... (и -1 ) — порядковый номер вала редуктора,,начиная с вала нагрузки;

n — число валов редуктора, включая валы двигателя и нагрузки;

j=1,2...(k-1) — порядковый номер сопряженной зубчатой пары, начиная с вала нагрузки;

C> — радиальная жесткость подшипника вала; расстояние между подшипниковыL ми опорами вала k;

r — радиус делительной окружности шестерни вала

R — радиус делительной окружности

К колеса вала

i 4 - передаточное число первой зубчатой пары, начиная от вала нагрузки;

i + — передаточное число j + 1 сопряженной зубчатой пары начиная от вала нагрузки; а, Ьк - расстояние от плоскости зацепления проходящей через середину зубчатого венца шестерни вала k до дальней и ближней подшипниковой опары соответственно; 55 а к, Ь,. — расстояние от плоскости

К2. зацепления, проходящей через середину венца колеса вала k до дальней и ближ03 4 ней подшипниковой опоры соответственно;

d< — диаметр вала

На чертеже схематически изображен прямозубый цилиндрический редуктор силового следящего привода с оптимальным взаимным расположением сопряженных зубчатых колес.

Редуктор включает в себя исполнительный двигатель 1, систему зубчатых колес 2-9, последовательно попарно сопряженных, промежуточные валы 1012 и вал 13 нагрузки, причем зубчатое колесо 7 и шестерня 8 выполнены разреэными и снабжены люфтовыбирающими устройствами.

Все .валы редуктора параллельны и .установлены на подшипники качения.

Число зубчатых. передач может быть неограниченным и определяется потребностью реализации заданного передаточного числа между валами нагрузки и двигателя, отрезки прямых, соединяющие центры вращения последовательно сопряженных зубчатых пар 9-8 и 7-6 и 5-4, 5-4 и 3-2, образуют между собой угол, составляющий 30-50, причем указанные границы возможных изменений этого угла определяются исходя из следующей зависимости: р (1 p tg d ) f< rKÊ qK к4 . т Р 5 Cger< к к К "-

2 " ° ° соэ (3 <4 2с )

К ! где eL= 20! — угол зацепления;

Щ „- угол, образуемый отрезками прямых, соединяющими центры вращения двух последовательно сопряженных зубчатых пар;

К-4 K i, j — произведение квадратов частных передаточных чисел, начиная с первого от вала нагрузки и кончая

k-1-ым;

d V1!. — крутильная податливость вала М, вызванная контактной упругостью

его опор и приведенная к валу нагрузки.

Обозначения остальных величин, входящих в укаэанную зависимость, приведены выше. Знак «!.в круглых скобках соответствует направлению моментной нагрузки на вал k.

Как следует из приведенной зависимости, минимум абсолютной величины

879103

3 = 1.+4 =5;

8 - i 12;

1с — а 4,2;

Ьк е „-

1< — « с6,3;

6к

1-:2;

0К

3: — 1- „-5;

cI i( е

8 i„

12;

0,2-- < 0,5; к

Формула изобретения крутильной податливости вала k, вызванной контактной упругостью его подшипниковых опор, обеспечивается при значении угла Д,1, равном 40, прио чем данное утверждение остаетСя справедливым независимо от взаимного расположения шестерни и колеса на валу k.

В то же время получение требуемой величины крутильной податливости ки- i0 нематической цепи редуктора в пре«4 4 делах от 10 8 до !О 9 рад Гс см возможно, как показали проведенные исследования указанной зависимости, только при наложении на конструктив- is ные параметры редуктора определенных ограничений, а именно:

К-4

0 6 < %< Опк гк .f .1; 6. г где тК вЂ” — а к + Ьк 2

1 пк = a« . a„+ Ьк - Ьк

Я и

qK= ЬК +ак

При этом одновременно расширяются границы возможных изменений углов

Я,1от 30 до 50, что в значительной степени способствует конструктив.лй реализации изобретения.

Описанная конструкция редуктора имеет малую податливость и позволяет решить задачу достижения абсолют- 40 ных значений крутильной податливостИ приведенной к валу нагрузки редукторов от 10 до 10 рад Гс см

-0 1 что, в свою очередь, позволит значительно улучшить их динамические ха- 4S рактеристики.

Прямозубый цилиндрический редуктор, содержащий параллельные валы, на каждом из которых установлено не более двух зубчатых колес, подшипники качения, являющиеся опорами валов, и люфтовыбирающие устройства, о т л и— ч а ю шийся тем, что, с целью повышения точности путем уменьшения влияния контактной упругости подшипниковых опор на общую крутильную податливость кинематической цепи редуктора и достижения величины последней от 10 до 10 рад Гс см 4, каждая последующая пара сопряженных зубчатых колес расположена относительно другой пары таким образом, что отрезки прямых, соединяющие центры вращения колес пары, образуют между собой угол, составляющий 30-500, при соблюдении следующих соотношений между конструктивными параметрами редуктора:

lg "«63 l — <42;

hg е - е К

1 Х- 2,9; — 1 - = 1 —: 2;

С

- Е„. К кH ° 2..

0,6 - 1 к Спк "к -®„ j 6, 3В1 где гК = ак„+ Ьк„

hK = ак„" ак,Ф Ь к„ьк„.

Чк Ь +а к к ;

К-4,2

ft 1.1- произведение квадратов

3=1 частных передаточных чисел, начиная с первого от вала нагрузки и кончая

k-1-ым

k=2,3... (n-1) — порядковый номер вала редуктора, начиная с вала нагрузки;

n — число валов редуктора, включая валы двигателя и нагрузки;

j=l,2...(k-1) — порядковый номер сопряженной зубчатой пары, начиная от вала нагрузки; . С вЂ” радиальная жесткость подшиппк ника вала; — расстояние между подшипникоk выми опорами вала k;

r — радиус делительной окружности шестерни вала k;

Й вЂ” радиус делительной окружности колеса вала k;

14 — передаточное число первой зубчатой пары, начиная от вала нагрузки; — передаточное число j + 1

i+1 сопряженной зубчатой пары, начиная от вала нагрузки; аК, Ь вЂ” расстояние от плосК1 К кости зацейления проходящей через середину зубчатого венца шестерни вала

k до дальней и ближней подшипниковой опоры соответственно;

879103

Составитель А. Верховский

Редактор И. Гохфельд Техред А. Ач Корректор Л. Бокшан

Тираж 1009 Подписное

ВНИИПИ Государственного комитета СССР по делам изобретений и открытий

113035, М6сква, Ж-35, Раушская наб., д. 4/5

Заказ 9688/2

Филиал ППП "Патент", r. Ужгород, ул. Проектная, 4 а1, Ь1, — расстояние от плоскости зацепления проходящей через середину венца колеса вала k до дальней и ближней подшипниковой опоры соответственно; 5

d — диаметр вала ф!Р— крутильная податливость ваФ ла k, вызванная контактной упругостью

его опор и приведенная к валу нагрузки.

Источники информации, принятые во внимание при экспертизе

1. Петрунин С.П. Конструирование редукторов следящего привода радиоаппаратуры. М., Советское радио", 1971, рис. 46.

2. Олесюк В. Проблема выбора оптимального положения сопряженных колес зубчатого редуктора, — Pomiary Automatyka kontro1a". l967, РоК Xlll, Ф 7, с. 328-330 (прототип).