 |
|
РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ СООСНОГО РЕДУКТОРА
Как видно из схемы рис. 1.2 в, межосевое расстояние быстроходной ступени в точности равно межосевому расстоянию тихоходной ступени. Так как тихоходная ступень передает большую нагрузку, очевидно, именно она определяет радиальные размеры обеих ступеней и следовательно, расчет соосных редукторов необходимо начинать с расчета тихоходней ступени. Расчет тихоходной ступени соосного редуктора выполняют по выше приведенной методике, используя алгоритм расчета, соответствующий типу зубьев ступени.
Расчет быстроходной ступени определяется типом зубчатых колес редуктора.
1. Обе ступени - прямозубые или обе ступени – косозубые.
В этом случае основные параметры зубчатой передачи - 
, 
, 
, 
, 
, 
, 
, , 
, 
и 
(для косозубой передачи) - принимают равными параметрам тихоходной ступени. Расчет, таким образом, сводится к определению ширины зубчатых колес и выполнению проверочных расчетов.
Расчетная ширина зубчатого венца
,
.
Из двух значений выбирают большее и округляют по ГОСТ 6636-69 (таблица П.2), идентифицируется как BW0.
Далее расчет выполняют аналогично расчету цилиндрических передач, прямозубых или косозубых. При этом недогрузка передачи не ограничивается снизу, то есть условие прочности (п. 10.5) имеет вид:
.
2. Быстроходная ступень - косозубая, тихоходная – прямозубая.
В этом случае по технологическим и экономическим соображениям целесообразно выбирать модуль колес быстроходной ступени равный модулю, принятому при расчете тихоходной ступени. Остальные параметры зубчатых колес рассчитывают в следующем порядке.
Расчетная ширина зубчатого венца
,
.
Из двух значений выбирают большее и округляют по ГОСТ 6636-69 (таблица П.2), идентифицируется как BW0.
При выборе модуля первоначально назначают угол наклона зубьев 
(идентифицируется как ВЕТА1). Затем определяют суммарное число зубьев 
. Рассчитанное значение округляют до ближайшего меньшего целого числа. Принятое значение 
идентифицируется как ZETE. Далее рассчитывают число зубьев шестерни 
. Полученное число округляют до ближайшего целого числа (идентификатор - ZET1), причем , должно быть больше минимального числа зубьев 
.
.
Если условие выполняется, то рассчитывают окончательное значение угла наклона зубьев (идентификатор - BETA) и число зубьев колеса . 
, 
.
Далее расчет выполняют аналогично расчету цилиндрических косозубых передач, начиная с п. 8. При этом недогрузка передачи не ограничивается снизу, то есть условие прочности (п. 10.6) имеет вид:
.