Продолжение таблицы а.52

B^b_ha

i^h_ab=z_bz_g /z_fz_a

i^b_ah=1– i^h_ab

_b=0; _a=(1+ z_bz_g /z_fz_a)_h

_g–_h =_f-_h = –(z_b /z_f)_h

C^b_eh

i^h_ab=– (z_b /z_a)

i^b_he=1/(1– i^h_eb)

_b=0; _h=z_gz_e /(z_gz_e–z_bz_f)_e

_g–_h =_f –_h =– (z_b /z_f)_h

(3k)^b_ea

i^h_ab=z_bz_g /z_fz_a

i^h_eb=z_bz_f /z_gz_e

i^b_ae=

(1–i^h_ab)/(1–i^h_eb)

_b=0; _a= i^b_ae _e

_h =_a /(1- i^h_ab)

_g–_h =_f-_h = – (z_b /z_g)_h

Примечание. Для передачи (3k)^b_ea с одновенцовым сателлитом

справедливы формулы при z_f =z_g.

Условное обозначеие варианта

Схема

Передаточное

отношение

Угловая скорость

основного звена

сателлита

A^b1_h1a1A^b2_h2a2

i_a2h1=

i^b2_a2h2i^b1_a1h1=

(1+р₂)(1+р₁)

_b1=_b2=0

_a2=

(1+р₂)(1+р₁) _h1

_a1=

_h2= (1+р₁) _h1

_g1–_h1=2p₁_h1/(1–р₁)

_g2–_h2=2p₂_h2/(1–р₂)

A^b1_h1a1A^h2_b2a2

i_a2h1=

i^h2_a2b2i^b1_a1h1=

–р₂(1+р₁)

_b1=_h2=0

_a2= –р₂(1+р₁)_h1

_a1=_b2= (1+р₁)_h1

_g1–_h1=2p₁_h1/(1–р₁)

_g2–_h2=2p₂_b2/(1–р₂)

(AA)^h1_{(b1h2) a2}

i_=

р₂(1+р₁)+1

_h1=0; _b1=_h2

_a2=[р₂(1+р₁)+1]_b1

_b2=_a1=-р₁_b1

_g1-_h1=2p₁_b1/( р₁-1)

_g2_h2=

-2p₂(р₁+1)_h2/(р₂-1)

(AA)^h1_{(b1b2) a2}

i_=

1-(р₁+1)(р₂+1)

_h1=0; _b1=_b2

_a2=

[1-(р₁+1)(р₂+1)]_b1

_a1=_h2=-р₁_b1

_g1–_h1=

2p₁_b1/( р₁–1)

_g2–_h2=

–2p₂(р₁+1)_h2/р₁(р₂–1)

Таблица для определения КПД () передач А, В, С, 3k (с подшипниками качения)

Обозначение варианта

Величина 

^h

Передача составлена из одного механизма

A^b_ha

^b_ah=^b_ha =1–p^h /(p+1)

^h =^h_3a+^h_3b +^h_п

A^a_hb

^a_bh=^a_hb =1–^h /(p+1)

A^h_ba

^h_ab=^h_ba =1– ^h

B^b_ha

^b_ah=^b_ha =1– i^h_ab^h /( i^h_ab –1)

C^b_eh

^b_he=1/(1+ 1– i^b_he^h)

^h =^h_3b+^h_3e +^h_п

(3k)^b_ea

^b_ae 0,98 /{1+[i^b_ae/(1+z_b/z_a) –1]^h_eb}

^h _eb=^h_3b+^h_3e

Передача составлена из 2-х механизмов А

Обозначение варианта

Величина 

A^b1_h1a1A^b2_h2a2

_a2h1=^b2_a2h2_a1h1=[1–p₂^h2/(p₂+1)][1–p₁^h1/(p₁+1)]

A^b1_h1a1A^h2_b2a2

_a2h1=^b2_a2h2^h1_a1b1=(1–^h2)[1–p₁^h1/(p₁+1)]

(AA)^h1_(b1h2)a2

_a2(b1h2)=1–{[1– 1/(p₁p₂+p₂+1)] ^h2 + p₁p₂^h1/(p₁p₂+p₂+1)}

(AA)^h1_(b1b2)a2

_a2(b1b2)=1–{[1+ p₁/(p₁p₂+p₂+1)] ^h2 – [p₁(p₂+1)]^h1/(p₁p₂+p₂+1)}

Тип механизма

(_bd)_i

Примечание

А

(_bd)_а= b_w /(d_w)_а=р(_bd)_b 0,75 при р3;

(_bd)_g= b_w /(d_w)_g =2p(_bd)_b /(p-1) при р3

(_bd)_b = b_w /(d_w)_b 0,12…0,188

В

(_bd)_а= b_w /(d_w)_а 0,75;

(_bd)_f = b_w /(d_w)_f 0,75

(_bd)_а при n_w=3

(_bd)_b= b_w /(d_w)_b 012…018

3k

(_bd)_f = b_w /(d_w)_f =0,30…0,35

Для схемы с z_bz_e величина

(_bd)_g= b_w /(d_w)_g определяется при расчете на прочность зубьев

Конструкция

_bm =b_w/m, не более

Высоконагруженные точные передачи, валы, опоры корпуса повышенной жесткости при:

НВ350

НВ350

45…30

30…20

Обычные передачи редукторного типа в отдельном корпусе с достаточно жесткими валами и опорами (и другие аналогичные) при:

НВ350

НВ350

30…25

20…15

Грубые передачи (крановые и др.) или с плохо обработанными колесами (литье), а также открытые передачи, передачи с консольными валами (конические), подвижные колеса коробок скоростей

15…10

Примечание. Нижние значения _bm – для повторно- кратковременных режимов работы, значительных перегрузок и средних скоростей; верхние значения _bm - для длительных режимов работы, небольших перегрузок и высоких скоростей.

Обозначение механизма

При равенстве углов зацепления в полюсах а–g и b–g или a–g и b–f или a–f; b–g и e–f

При неравенстве углов зацепления в полюсах а–g и b–g или a-g и b–f или a–f;

b–g и e–f

A

z_a+2z_g=z_b

(z_a+z_g )/cos (_tw)_a =(z_b – z_g)/ cos (_tw)_b

B

z_a+z_g=z_b – z_f

(z_a+z_g )/cos (_tw)_a =(z_b – z_f)/ cos (_tw)_b

C

z_b–z_f=z_e – z_g

(z_b – z_f)/ cos (_tw)_b ==(z_e – z_g)/ cos (_tw)_e

3k

z_a+2z_g=z_b;

z_b–z_g=z_e – z_f

(z_a+z_g )/cos (_tw)_a=(z_b – z_g)/cos (_tw)_b =

(z_e – z_g)/cos(_tw)_e

Примечание. В таблице приведены формулы для передач с прямозубыми колесами

и с равными модулями во всех полюсах зацепления