Детали машин. Разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта: Учебное пособие, страница 6

            К многопоточным относятся передачи, выполненные по схемам 8–12 на рис. 1.1. Эти передачи характеризуются более высокой, по сравнению с однопоточными, нагрузочной способностью (или, соответственно, меньшими габаритами и массой).

            Отличительной особенностью многопоточных передач является зацепление некоторых колес с несколькими (по числу потоков передачи движения n_w) сопряженными колесами. В планетарных передачах (см. схемы 8–10 на рис. 1.1 и рис. 1.10, 1.11) центральные колеса a, b, e находятся в зацеплении с n_w сателлитами g, f. В соосном двухпоточном редукторе (см. схему 11 на рис. 1.1 и рис. 1.12) шестерня быстроходной ступени зацепляется с двумя (или несколькими) колесами, а колесо тихоходной ступени (см. схему 12 на рис. 1.1) – с двумя или несколькими шестернями. Это позволяет снизить габариты и массу многопоточных передач по отношению к аналогичным однопоточным, в которых каждое из зубчатых колес зацепляется лишь с одним сопряженным.

            При расчете многопоточной передачи следует выделить из нее соответствующие пары колес и определить для них кинематические и нагрузочные параметры, необходимые для ввода в компьютер. Можно рекомендовать следующий порядок расчета планетарной передачи (см. схемы 8–10 на рис. 1.1). После разбивки общего передаточного отношения по ступеням (например, способом, изложенным в разделе 1.2) для известного уже передаточного отношения i^b_ah планетарной передачи с неподвижным центральным колесом внутреннего зацепления b (см. схемы 8, 9 на рис 1.1) выполняют прочностные расчеты. Затем подбирают числа зубьев колес, проверяют выполнение условий соосности, соседства, сборки и уточняют частоты вращения и моменты на основных звеньях. Для передачи по схеме 10 (см. рис. 1.1) числа зубьев колес назначают по данным табл. 6.7 в работе [5].    

            На рис. 1.7, и 1.8 показано, каким образом из зубчатых колес планетарной передачи выделяют пары для расчета на прочность их зацеплений. Здесь же приведены зависимости для определения параметров нагружения каждой пары: частоты вращения шестерни n₁, вращающего момента на шестерне T₁, чисел зубьев шестерни z₁ и колеса z₂. В эти зависимости входит коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами, значение которого принимают в пределах W = 1,1–1,3 в зависимости от эффективности конструктивных средств, применяемых для ее снижения (плавающих, податливых звеньев и т. п.) [4, 5].

            Целесообразно по каждой паре выполнять проверочный расчет, задавая значения искомых параметров модуля m, ширины венцов b₁ и b₂ – вначале произвольно, а затем, меняя их таким образом, чтобы:

-  выполнялись все четыре условия работоспособности передачи (2.1)–(2.4);

-  относительная ширина венца Y_bd соответствовала рекомендованным в табл. 1.1 пределам;

-  обеспечивался минимальный суммарный объем зубчатых колес рассчитываемой пары.

            Следует иметь в виду, что ширина венцов центральных колес a, b, e обычно на 10 % больше, чем ширина венцов сателлитов g, f. В противном случае шире выполняют венцы сателлитов g, f.