6.3. Особенности проектировочного расчета 1-й ступени соосных редукторов.

В этих редукторах а_W12 = a_W34, причем а_W34 определяется в результате проектировочного расчета 2-й ступени. Поскольку то, разрешая эту формулу относительно d₁, получаем . Если при этом u₁₂ = u₃₄ , то d₁ = d₃.

Далее расчет ведут в следующей последовательности.

Используя формулу (6.1), определяют коэффициент _bd12 :

, (6.3)

где предварительно принимается К_H12 = 1,05.

Если условие формулы (6.3) будет выполнено (_bd12  0,2), определяют ширину зубчатых колес z₂ и z₁:

b₂ = b_W12 = _bd12·d₁ (округлить до целого);

b₁ = b₂ + (2…5) мм.

Если _bd12  0,2, принимают _bd12 = 0,2…0,25 и переходят к определению b₂ и b₁. Передача в этом случае будет работать с недогрузкой по контактным напряжениям. Для снижения недогрузки 1-й ступени целесообразно скорректировать [_H]₁₂, изменив материал зубчатых колес z₂ и z₁ , либо назначив другой вид термообработки.

Дальнейший расчет ведут, используя формулы и рекомендации, приведенные в разделе 6.2, в таком порядке:

- определяют m_n12;

- назначают предварительно ₁₂;

- вычисляют z₁ и z₂ ;

- уточняют u₁₂, ₁₂, d₁ и определяют d₂;

- вычисляют V₁₂ и назначают экономически целесообразную степень точности зубчатых колес.

6.4. Определение усилий в зацеплении

Для некорригированных цилиндрических передач (рис. 6.2.а), а также для корригированных передач при х₁ + х₂ = 0 усилия в зацеплении определяются по следующим формулам:

- окружное усилие , Н;

- радиальное усилие

(при х₁ + х₂ = 0 _w =  = 20⁰);

- осевое усилие .

Для конических колес (рис. 6.2, б):

- окружное усилие ;

- радиальное усилие

(6.4)

( = 20⁰ );

- осевое усилие

. (6.5)

В формулах (6.4) и (6.5) знак зависит от направления вращения шестерни (наблюдать со стороны большого торца) и линий наклона зуба как винтовой линии (табл. 6.2).

Таблица 6.2

Направление вращения шестерни	Линия наклона зуба	Знак
		формула (6.4)	формула (6.5)
По часовой стрелке	правая левая	- +	+ -
Против часовой стрелки	правая левая	+ -	- +

Рис .6.2

6.5. Проверочный расчет зубчатых передач на усталостную прочность по контактным напряжениям. Расчетные формулы имеют вид:

для цилиндрических передач

; (6.6)

для конических передач

. (6.7)

В этих формулах:

Z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства спряженных зубчатых колес; для стальных колес при Е = 2,110⁵ МПа Z_E = 190;

Z_ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач , для косозубых и шевронных передач .

Для передач, составленных из зубчатых колес, нарезанных без смещения исходного контура, а также при выполнении высотной коррекции зубьев (х_ = х₁ + х₂ = 0) коэффициент торцового перекрытия _ можно определять по приближенной зависимости:

(" + " - для передач внешнего зацепления).

При расчете конических передач в формулу следует подставлять эквивалентные числа зубьев .

Z_H - коэффициент, учитывающий форму зубьев.

При  = 20⁰ .

K_Н - коэффициент нагрузки.

K_H12 = K_A K_H12 K_HV12 K_H12, где дополнительно:

K_A - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. Для приводов с асинхронным электрическим двигателем и с равномерной нагрузкой ведомой машины K_A = 1;

K_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (можно сохранить значение, принятое при проектировочном расчете);

K_НV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Выбирается по табл. 6.3;

K_Н -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Для прямозубых передач K_Н = 1; для косозубых передач рекомендации приведены на рис 6.3.

Таблица 6.3. Коэффициенты K_НV.

Степень точности	Твердость зубьев колеса)	V, м/с
		1	2	4	6	8
7	а	1,04 1,02	1,07 1,03	1,14 1,05	1,21 1,06	1,29 1,07
	б	1,03 1,01	1,05 1,01	1,09 1,02	1,14 1,03	1,19 1,03
8	а	1,04 1,01	1,08 1,02	1,16 1,04	1,24 1,06	1,32 1,07
	б	1,03 1,01	1,06 1,01	1,10 1,02	1,16 1,03	1,22 1,04
9	а	1,05 1.01	1,10 1,03	1,20 1,05	1,30 1,07	1,40 1,09
	б	1,04 1,01	1,07 1,01	1,13 1,02	1,20 1,03	1,25 1,04

^) а - НВ₂  350; б - НВ₂  350.

Верхние значения К_HV относятся к прямозубым передачам, нижние - к косозубым.

Рис. 6.3

Примечание. Цифры у кривых обозначают степень точности зубчатого колеса по нормам плавности работы.

После определения величины контактных напряжений по формуле (6.6) или (6.7) необходимо проверить степень загрузки передачи по контактным напряжениям. Должно удовлетворяться условие:

,

т.е. для хорошо спроектированной передачи перегрузка по контактным напряжениям не должна превышать 5%, а недогрузка - 10%. Управлять запасом контактной прочности удобнее всего, варьируя величину d₁ или b_W12.