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 yba и ybd выбирают из табл.4.1 для каждой (одной) половины раздвоенной ступени: |
Рис. 5.1. Схема редуктора Ц2РБ |
при Н2 < 350 НВ yba = 0,16…0,25;
при Н1 и Н2 >350 НВ yba = 0,16…0,2.
Это необходимо при определении KHb0 по табл.4.5.
При расчете aWБ по формуле (5.1) yba (а при расчете dW1Б по формуле (5.2) ybd ) удваивается, так как обе половины ступени передают момент Т1:
aWБ ¢ = 410 (u +1) Ö T1KH / (2ybausHP2) (5.13)
Рабочая ширина каждой половины bW¢ = yba aWБ , (5.14)
где aWБ 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 bWБ =ybaБ aW быстроходной ступени, где ybaБ¢= Ka3(uБ ± 1)3T1БКНБ / (uБaW3sHPБ2) ³ 0,16 (5.15) (индекс ²Б² указывает, что параметры принимаются для быстроходной ступе-ни) |
Величина ybaБ¢ 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 yba¢< 0,16, то следует принять yba¢= 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 HRCЭ) закрытых передач является сопротивление зубьев изгибной усталости и, строго говоря, их проектировочный расчет следовало бы начинать с определения модуля по напряжениям изгиба sF, однако в настоящее время их расчет выполняют по общей методике для зубчатых передач, т.е. начинают его с определения aW или dW1 по контактным напряжениям. При этом рекомендуют принимать большие значения модуля (по сравнению с менее твердыми закрытыми передачами), а также применять положительное смещение х1 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 KC/nC, где KC – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами:
KC = 1,1…1,2 – при наличии устройств для выравнивания нагрузки по сателлитам;
KC = 1,6…2 – при отсутствии выравнивания нагрузки ;
nC – число сателлитов.
Коэффициент ybd принимают равным :
для улучшенных колес 0,7…0,5;
для закаленных колес 0,5…0,3.
Рассматривая планетарную передачу как соосную, достаточно рассчитать aW или dW1 пары с внешним зацеплением (центральная шестерня – сателлит). При этом коэффициент KHb определяется по формуле (4.6), где KHb0 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:
dW1¢ = 770 [ T1 KHb/ (ybdsHP2) ]1/3 , (5.14)
где ybd = 0,4…0,6 (0,8) – меньшие значения при консольном расположении шестерни.
Коэффициент KHb находят по формуле (4.6), где KHb0 принимают для консольных схем 1 или 2 (рис.4.1) из табл. 4.5.
5.2.7. Межосевое расстояние коробки скоростей следует определять:
при Т2 – const по зубчатой паре с наибольшем u;
при Т2 – var по зубчатой паре с наибольшим Т2.