Особенности расчета цилиндрических зубчатых передач

Для любой схемы (рис.4.1) двухступенчатых цилиндрических редукторов расчет следует начинать с тихоходной ступени.

5.2.1. Редуктор с раздвоенной ступенью

Наиболее рациональной и чаще встречающейся при раздвоении является

схема с раздвоенной быстроходной ступенью (рис.5.1)

Тихоходную ступень (Т.ст.) выполняют прямозубой (для разгрузки подшипников от осевых сил), косозубой, а при больших нагрузках – шевронной. Для выравнивания нагрузки по раздвоенным потокам входной вал редуктора должен быть ²плавающим², а при шевронной Т.ст.–два ²плавающих² вала: входной и промежуточный. При расчете параметров быстроходной раздвоенной ступени коэффициенты y ba и y bd выбирают из табл.4.1 для каждой (одной) половины раздвоенной ступени:

Рис. 5.1. Схема редуктора Ц2РБ

при Н ₂ < 350 НВ y _ba = 0,16…0,25;

при Н ₁ и Н ₂ >350 НВ y _ba = 0,16…0,2.

Это необходимо при определении K_{H b}⁰ по табл.4.5.

При расчете a_{W Б} по формуле (5.1) y _ba (а при расчете d_{W 1Б} по формуле (5.2) y _bd ) удваивается, так как обе половины ступени передают момент Т ₁:

a_WБ ¢ = 410 (u +1) Ö T ₁ K_H / (2y _bau s _HP ²) (5.13)

Рабочая ширина каждой половины b_W ¢ = y _ba a_WБ, (5.14)

где a_WБ после округления.

В случае раздвоения тихоходной ступени (применяется редко) все сказанное здесь имеет место и для нее.

5.2.2. Соосный редуктор

Рис.5.2. Схема редуктора Ц2С

Для соосных редукторов (рис.5.2) расчетом определяется aWТ ¢ более нагруженной тихоходной ступени. По условиям компоновки принимают aWБ = aWТ = aW . После этого находят рабочую ширину венца bW Б =y ba Б aW быстроходной ступени, где y ba Б¢= Ka 3(u Б ± 1)3 T 1Б КН Б / (u Б aW 3s HP Б2) ³ 0,16 (5.15) (индекс ²Б² указывает, что параметры принимаются для быстроходной ступе-ни)

Величина y _{ba Б}¢ округляется в большую сторону по ряду чисел:

0,16; 0,18; 0,2; 0,224; 0,25; 0,315; 0,355; 0,4; 0,45; 0,5.

Если при расчете получилось y _ba ¢< 0,16, то следует принять y _ba ¢= 0,16.

5.2.3. Прямозубые колеса применяют при невысоких окружных скоростях, в открытых, планетарных и реечных передачах, в коробках скоростей при необходимости осевого перемещения колес для переключении скорости.

5.2.4. Несмотря на то, что основным критерием работоспособности открытых и высокотвердых (Н > 56 HRC _Э) закрытых передач является сопротивление зубьев изгибной усталости и, строго говоря, их проектировочный расчет следовало бы начинать с определения модуля по напряжениям изгиба s _F, однако в настоящее время их расчет выполняют по общей методике для зубчатых передач, т.е. начинают его с определения a_W или d_{W 1} по контактным напряжениям. При этом рекомендуют принимать большие значения модуля (по сравнению с менее твердыми закрытыми передачами), а также применять положительное смещение х ₁ у шестерни, что повышает изгибную прочность зубьев.

5.2.5. Для планетарных передач во всех формулах проектировочного и проверочного расчетов к расчетному моменту Т вводится сомножитель K _C/ n _C, где K _C – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами:

K _C = 1,1…1,2 – при наличии устройств для выравнивания нагрузки по сателлитам;

K _C = 1,6…2 – при отсутствии выравнивания нагрузки;

n _C – число сателлитов.

Коэффициент y _bd принимают равным:

для улучшенных колес 0,7…0,5;

для закаленных колес 0,5…0,3.

Рассматривая планетарную передачу как соосную, достаточно рассчитать a_W или d_{W 1} пары с внешним зацеплением (центральная шестерня – сателлит). При этом коэффициент K_{H b} определяется по формуле (4.6), где K_{H b}⁰ выбирается из табл. 4.5 для консольной схемы 1 (рис.4.1).

В приложении (табл.П1) приведены формулы для определения передаточных отношений и КПД типовых схем планетарных передач.

5.2.6. При расчете прямозубой реечной передачи:

d_{W 1}¢ = 770 [ T ₁ K_{H b}/ (y _bd s _HP ²) ]^1/3 , (5.14)

где y _bd = 0,4…0,6 (0,8) – меньшие значения при консольном расположении шестерни.

Коэффициент K_{H b} находят по формуле (4.6), где K_{H b}⁰ принимают для консольных схем 1 или 2 (рис.4.1) из табл. 4.5.

5.2.7. Межосевое расстояние коробки скоростей следует определять:

при Т ₂ – const по зубчатой паре с наибольшем u;

при Т ₂ – var по зубчатой паре с наибольшим Т ₂.