Передаточное число

Передаточное число

Передаточное число — один из параметров пары зацепления из двух зубчатых колёс (двух шестерён), определяемый как соотношение числа зубьев большего зубчатого колеса к меньшему [1] [2] .

Содержание

• 1 Формула расчёта
• 2 Трактовка определения
• 3 Передаточное число планетарного механизма
• 4 Сходство и отличие от передаточного отношения
• 5 Примечания
• 6 Литература

Формула расчёта [ править | править код ]

u = z_Б / z_М
где
z_Б – число зубьев большей шестерни;
z_М – число зубьев меньшей шестерни.

Трактовка определения [ править | править код ]

Определение передаточного числа одинаково применимо к любым механическим зубчатым передачам в виде пары зацепления из двух зубчатых колёс, независимо от типа: цилиндрическим, коническим, гипоидным, червячным. Передаточное число всегда есть рациональное число. Для определения передаточного числа не имеет значения, какое зубчатое колесо является ведущим, а какое ведомым. Передаточное число показывает:

• Насколько данная пара зацепления в принципе может изменить крутящий момент в ту или иную сторону.
• Линейное соотношение диаметров зубчатых колёс.

Передаточное число не показывает:

• Передаточное отношение, для определения которого необходимо понимать, какое зубчатое колесо является ведущим, а какое ведомым.

Передаточное число планетарного механизма [ править | править код ]

Для любого простого или сложного планетарного механизма таковое определяется как соотношение зубьев большего центрального зубчатого колеса к меньшему [3] [4] .

Сходство и отличие от передаточного отношения [ править | править код ]

Передаточное число в отличие от передаточного отношения всегда положительное и больше единицы. Передаточное число характеризует передачу только количественно. Передаточное число и передаточное отношение могут совпадать только у передачи внутреннего зацепления. У передач внешнего зацепления они не совпадают, так как в любом случае имеют разные знаки: передаточное отношение – отрицательное, а передаточное число – положительное. Наиболее распространены понижающие передачи, так как частота вращения исполнительного механизма в большинстве случаев меньше частоты вращения вала двигателя. [5]

В современном техническом речевом обиходе термины передаточное отношение и передаточное число зачастую подразумеваются как синонимы. Объяснение этому проистекает из факта того, что подавляющее число зубчатых передач являются понижающими, а у таких передач передаточное отношение и передаточное число совпадают. Формально, такое смешение терминов есть ошибка, так как передаточное отношение всегда определяется через угловые и линейные перемещения ведущего и ведомого элемента [6] [7] , а передаточное число только через число зубьев пары зубчатых колёс и только для зубчатых передач вращением. Фактически, это настолько широко распространено, в том числе в технической литературе, что, вероятно, уже может считаться нормой.

Примеры современного употребления:
Для механизмов типа винт-гайка-сектор передаточное число определяется отношением радиуса начальной окружности зубьев сектора к шагу винта [8] .
Передаточные числа червячных пар достаточно велики, достигая 26 и более, причём могут иметь переменное передаточное число в зависимости от угла поворота [9] .

Стандартный ряд передаточных чисел

Рекомендации по выбору параметров передач редукторов цилиндрических, конических и коническо -цилиндрических

Цилиндрические одно- и многоступен­чатые редукторы общемашиностроительно­го применения. ГОСТ 25301-95 устанавлива­ет номинальные значения на вновь проекти­руемые редукторы:

— межосевых расстояний а_w ;

— допускаемых вращающих моментов на выходном валу Т ₂ ;

— передаточных чисел u;

— допускаемых радиальных консольных на­грузок на входных и выходных концах валов;

Номинальные значения межосевых рас­стояний а _w — по ГОСТ 2185-66 (в ред. 1992г.) от 40 до 710мм.

Рекомендации по выбору межосевых рас­стояний для многоступенчатых редукторов, а также по выбору параметров передач и их со­отношению для отдельных ступеней редукторов:

1) В многоступенчатых редукторах соот­ношение межосевых расстояний для соседних ступеней рекомендуется принимать:

— от 1,25 до 1,60 — для редукторов с раз­вернутой схемой;

— от 1,00 до 1,25 — для редукторов со свер­нутой схемой, в том числе соосных.

2) Модули передач т принимают в сле­дующих диапазонах:

— от 0,020 а_w , до 0,025 а_w с округлением до ближайшего значения по ГОСТ 9563-60 (в ред. )- для эвольвентных передач;

— от 0,020 а _w , до 0,032 а_w с округлением до ближайшего значения по ГОСТ 14186-69 — для передач Новикова.

Меньшие значения рекомендуются для пе­редаточных чисел ступени свыше 5,0.

3) Ширину зубчатых колес b рекомендуется принимать в следующих диапазонах значений:

— от 0,35 а _w до 0,45 а_w — для передач с твер­достью рабочих поверхностей зубьев не более 320НВ, а также для передач со степенью точ­ности не грубее 7 по ГОСТ 1643-81 при любой твердости;

— от 0,25 а _w до 0,32 а_w — для передач с твердо­стью рабочих поверхностей зубьев свыше 40HRCи степенью точности 8-10 по ГОСТ 1643.

Значение ширины рекомендуется округ­лять до размеров из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69 (в ред. 1989г.).

Для передач с разной шириной зубчатых колес рекомендации относятся к более узкому из них.

4) Угол наклона зубьев β принимают с уче­том выбранных значений модуля т и рабочей ширины зубчатых колес b_w при условии обес­печения осевого перекрытия

5) Суммарное число зубьев в передаче z_s рекомендуется принимать равным

где коэффициент k_z принимает значение от 1,96 до 2,01.

Числа зубьев зубчатых колес определяют исходя из принятого передаточного числа сту­пени. Из возможных вариантов предпочтите­лен тот, в котором большее число зубьев шестерни.

Номинальные значения допускаемых вра­щающих моментов на выходном валу Т ₂ по ГОСТ 25301-95 от 31,5 до 500000Н·м.

Номинальные значения передаточных чи­сел и предусмотрены от 1,00 до 16000. Реко­мендуемые значения и для редукторов:

— одноступенчатых от 1,0 до 8,0

— двухступенчатых » 6,3 » 50

— трехступенчатых » 25,0 » 250

-многоступенчатых » 125 » 16000.

Из приведенного диапазона принимают значение передаточного числа и, согласуя его со стандартным (ряд 1 следует предпочитать ряду 2):

Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3% — для одноступенчатых, 4% — для двухступенчатых, 5% — для трехступенчатых и 6,3% -для многоступенчатых редукторов.

Номинальные значения допускаемых ради­альных консольных нагрузок, приложенных к середине посадочной части концов входного и выходного валов, — по ГОСТ Р 50891-96 с ок­руглением до ближайшего значения из ряда R40 по ГОСТ 8032-84. Размеры концов валов — по ГОСТ 24266-94.

Номинальные значения высот осей и их предельные отклонения для редукторов, валы которых расположены параллельно опорной плоскости редуктора, — по ГОСТ 24386-91 (ИСО 496-73) от 50 до 1000мм.

Конические и коническо -цилиндрические редукторы общемашиностроительного применения. ГОСТ 27142-97 устанавливает номинальные значения на вновь проектируе­мые редукторы: основных геометрических параметров зубчатых передач, передаточных чисел редуктора, номинальных вращающих моментов, допускаемых радиальных консоль­ных нагрузок на выходных концах валов, раз­меры выходных концов валов, высот осей.

Номинальные значения внешних делитель­ных диаметров колес конических передач d_e2 (ряд 1 следует предпочитать ряду 2):

Фактические значения диаметров не долж­ны отличаться от номинальных более чем на ±6%.

Номинальные значения межосевых рас­стояний передач цилиндрических ступеней a_w (ряд 1 следует предпочитать ряду 2):

Рекомендации по выбору внешних дели­тельных диаметров и межосевых расстояний для многоступенчатых редукторов, а также по выбору параметров передач и их соотношению для отдельных ступеней редукторов:

1) Параметры передач цилиндрических ступеней и их соотношения рекомендуется принимать по ГОСТ 25301-95.

2) В многоступенчатых редукторах соот­ношение внешнего делительного диаметра конической передачи с межосевым расстояни­ем последующей цилиндрической передачи рекомендуется принимать от 1,4 до 1,6.

3) Средний нормальный модуль m_n для ко­нических передач с круговыми зубьями и внешний окружной модуль m_te для конических передач с прямыми зубьями рекомендуется принимать по ГОСТ 9563-60 в диапазоне от 0,01d_e2 до 0,03d_e2, при этом меньшие значения соответствуют большим передаточным числам ступени, а большие — малым.

4) Ширину венцов b конических зубчатых колес рекомендуется принимать по ГОСТ 12289-76 в зависимости от передаточного чис­ла и внешнего делительного диаметра колеса. Допускается применять ширины, определен­ные расчетным путем по ГОСТ 19326-73 и ГОСТ 19624-74, с округлением до размеров из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69.

5) Угол наклона зубьев конических пере­дач β _п рекомендуется принимать равным 35°. Допускается принимать другие углы наклона, рекомендуемые ГОСТ 19326-73.

6) Число зубьев колеса конической переда­чи z₂ принимают равным

где коэффициент k_z = 0,57 для передач с круго­выми зубьями и k_z = 0,70 для передач с пря­мыми зубьями.

Число зубьев шестерни z₁ определяют по формуле

где u _ст — передаточное число конической сту­пени.

Номинальные значения допускаемых вра­щающих моментов на выходном валу Т ₂ по ГОСТ 27142-97 от 45 до 500000Н·м. В тех­нически обоснованных случаях допускается принимать значения вращающих моментов по ряду R40 согласно ГОСТ 8032-84.

Номинальные значения передаточных чи­сел и предусмотрены от 1,00 до 12500. Реко­мендуемые значения и для редукторов:

— одноступенчатых конических от 1,0 до 6,3

— двухступенчатых коническо -цилиндрических » 6,3 » 40

— трехступенчатых коническо -цилиндрических » 20,0 » 200

— многоступенчатых коническо -цилиндрических » 100 » 12500

Из приведенного диапазона принимают значение передаточного числа и по рекомен­дациям, приведенным для цилиндрических редукторов. Фактические значения передаточ­ных чисел не должны отличаться от номи­нальных более чем на: 3% — для одноступенча­тых, 4% — для двухступенчатых, 5% — для трехступенчатых и 6,3% — для многоступенча­тых редукторов.

Номинальные значения допускаемых ради­альных консольных нагрузок, приложенных к середине посадочной части концов входного и выходного валов, — по ГОСТ Р 50891-96 с округлением до ближайшего значения из ряда R40 по ГОСТ 8032-84. Размеры концов валов — по ГОСТ 24266.

Номинальные значения высот осей и их предельные отклонения для редукторов, валы которых расположены параллельно опорной плоскости редуктора, — по ГОСТ 24386-91 (ИСО 496-73) от 50 до 1000мм.

Адрес: Россия, 450071, г.Уфа, почтовый ящик 21

Тюнинг коробки передач. С чего начать?

Тюнинг коробки передач. С чего начать?

С чего начать тюнинг коробки передач?

Итак, для наилучшей разгонной динамики трансмиссия должна позволять мотору как можно дольше работать в „правой“ зоне шкалы тахометра. В принципе, добиться этого несложно: нужно лишь, чтобы передаточные числа каждой из передач были близки друг к другу. Тогда при переключении „вверх“ обороты упадут не намного, мотор вновь окажется „в моменте“ и сможет резво ускорять автомобиль. „Близкие“ ступени коробки помогут и при переключении „вниз“: даже на относительно высокой скорости в случае необходимости можно смело включить пониженную передачу и сделать разгон более интенсивным, не рискуя при этом выскочить в красную зону на тахометре.

Конечно, конструкторы серийных автомобилей знают об этом не хуже нас с вами. Но ряды передаточных чисел стандартных коробок нередко имеют огромные „дыры“ между соседними ступенями. Например, самый характерный дефект коробки передач вазовских „девяток“ и „десяток“ — износ синхронизатора второй передачи. А возникает он в том числе из-за того, что там велика разница между передаточными числами первой и второй ступеней, и синхронизатору приходится уравнивать резко отличающиеся угловые скорости первичного и вторичного валов. Достается и водителю: чтобы обеспечить автомобиль сколько-нибудь приемлемым запасом тяги после переключения на вторую передачу, нужно еще на первой, выслушивая рев мотора, хорошенько его „выкрутить“.

Ведь „гражданский“ автомобиль должен иметь не только приемлемую динамику, но и удовлетворять многим другим требованиям. Получается, на маломощных вазиках ряд передаточных чисел и без того „растянут“ без меры (для уверенного трогания с нагрузкой здесь требуется „короткая“ первая), так еще и жизненно необходимая для сближения ступеней ‘пятая’ передача оказалась незадействованной.

Как с этим бороться? Выход один: сохранив корпус коробки, заново изготовить оригинальные валы и шестерни. Для владельцев отечественных машин есть одно весьма приятное обстоятельство: в нашей стране опыт подобного рода переделок накоплен, и немалый.

На рынке появились многочисленные варианты тюнинговых трансмиссий для „восьмерок“, „девяток“ и „десяток“, разработанных с использованием спортивного опыта. Разных рядов нынче предлагается множество: „пятый“, „шестой“, „седьмой“, „восьмой“, „одиннадцатый“, „восемнадцатый“… Отличаются они, естественно, передаточными числами, а значит, и характером, который они сообщают автомобилю. Например, „восьмой“ и „двенадцатый“ ряд близки серийному и вкупе с серийными же или слегка форсированными моторами неплохо подходят для относительно неспешной езды. Совсем другое дело — „шестой“ и „седьмой“. Оба имеют шесть ступеней,прекрасно согласуются с самыми „заряженными“ двигателями и позволяют не просто динамично ездить, но и выступать в соревнованиях.

Несмотря на различия, все тюнинговые ряды строятся, в общем, по одному принципу. Низшие передачи здесь существенно „длиннее“, то есть более скоростные чем у серийных коробок. А высшие — наоборот, „короче“ и ближе друг к другу. Такой подбор передаточных чисел немного усложняет процесс трогания с места, зато потом поведение автомобиля меняется просто сказочным образом: уже на первой-второй, „выкрутив“ мотор до отсечки, можно разогнаться до скорости, где будут вполне уместны четвертая, пятая и даже шестая передачи! Ничуть не менее интересной становится и быстрая езда. Например, даже если пятая передача уже „в тонусе“, и обороты достаточно высоки, можно без проблем перейти даже не на четвертую, а сразу на третью ступень и сделать разгон еще более интенсивным.

Устанавливая в коробку новую „начинку“, следует лишь помнить, что не каждый ряд сможет нормально „уживаться“ с серийной главной передачей. Впрочем, здесь вариантов разработано тоже немало: в стандартный картер можно установить тюнинговые „пары“ с передаточным числом 4,33, 4,5, 4,7, 5,0, и даже 5,125. А еще можно установить так называемую короткую „кулису“, которая изменяет передаточное отношение привода переключения. Стоит это недорого, зато оперировать коробкой будет куда проще.

А есть ли варианты еще более экстремальные, нежели простая замена ряда? За отдельную и весьма немалую плату желающим соберут самую настоящую гоночную кулачковую „шестиступку“. Такая коробка позволяет гонщикам переключаться без выжима сцепления и существенно сокращает время разгона. Но чтобы ездить на „кулачке“, одних только денег мало,нужно еще и уметь ей пользоваться. Да и шумит такая трансмиссия сильно — примерно как серийная без масла. Впрочем, бывают кулачковые коробки, которые не требуют специальных „гоночных“ навыков (правда, на отечественные машины их, к сожалению, не ставят).

Кстати, до сих пор мы ничего не говорили о сцеплении. Неужели с ним нет никаких проблем при тюнинге коробке передач? Если речь идет об отечественных автомобилях, „заряженных“ без применения наддува, то можно сказать, что нет — 150-170 Нм крутящего момента, развиваемые лучшими тюнинговыми моторами на вазовских машинах, без проблем переваривает и стандартный механизм. Можно разве что порекомендовать использование качественной „корзины“ и ведомого диска какой-нибудь надежной фирмы — например, Luk или Sachs.

ГОСТ 27142-97 Редукторы конические и коническо-цилиндрические. Параметры

РЕДУКТОРЫ КОНИЧЕСКИЕ
И КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

МЕЖГОСУДАРСТВЕННЫЙ СОВЕТ
ПО СТАНДАРТИЗАЦИИ, МЕТРОЛОГИИ И СЕРТИФИКАЦИИ

1 РАЗРАБОТАН Межгосударственным техническим комитетом по стандартизации МТК 96; Научно-исследовательским и проектно-конструкторским институтом редукторостроения (НИИредуктор) Минпромполитики Украины

ВНЕСЕН Государственным комитетом Украины по стандартизации, метрологии и сертификации

2 ПРИНЯТ Межгосударственным Советом по стандартизации, метрологии и сертификации (протокол № 12 от 20 ноября 1997 г.)

За принятие проголосовали:

Наименование национального органа по стандартизации

Госстандарт Республики Беларусь

Госстандарт Республики Казахстан

3 Постановлением Государственного комитета Российской Федерации по стандартизации и метрологии от 2 марта 2001 г. № 109-ст межгосударственный стандарт ГОСТ 27142-97 введен в действие непосредственно в качестве государственного стандарта Российской Федерации с 1 января 2002 г.

4 ВЗАМЕН ГОСТ 27142-86

РЕДУКТОРЫ КОНИЧЕСКИЕ
И КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

Bevel and bevel-cylindrical reducing gears. Parameters

Дата введения 2002-01-01

1 Область применения

Настоящий стандарт распространяется на вновь проектируемые конические и коническо-цилиндрические редукторы общемашиностроительного применения с межосевым углом конической передачи 90°.

Для конических и коническо-цилиндрических редукторов специального назначения и специальной конструкции стандарт является рекомендуемым.

Настоящий стандарт устанавливает номинальные значения основных геометрических параметров зубчатых передач, передаточных чисел редуктора, номинальных крутящих моментов, допускаемых радиальных консольных нагрузок на выходных концах валов, размеров выходных концов валов, высот осей.

Требования настоящего стандарта являются обязательными, за исключением приложения А .

2 Нормативные ссылки

В настоящем стандарте использованы ссылки на следующие стандарты:

ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры

ГОСТ 8032-84 Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел

ГОСТ 9563-60 Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые. Модули

ГОСТ 12289-76 Передачи зубчатые конические. Основные параметры

ГОСТ 16162-93* Редукторы зубчатые. Общие технические условия

ГОСТ 16530-83 Передачи зубчатые. Общие термины, определения и обозначения

ГОСТ 16531-83 Передачи зубчатые цилиндрические. Термины, определения и обозначения

ГОСТ 19325-73 Передачи зубчатые конические. Термины, определения и обозначения

ГОСТ 19326-73 Передачи зубчатые конические с круговыми зубьями. Расчет геометрии

ГОСТ 19624-74 Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями. Расчет геометрии

ГОСТ 24266-94 Концы валов редукторов и мотор-редукторов. Основные размеры, допускаемые крутящие моменты

ГОСТ 24386-91 (ИСО 496-73) Механизмы ведущие и ведомые. Высоты осей

ГОСТ 25301-95 Редукторы цилиндрические. Параметры.

* В Российской Федерации стандарт не принят.

3 Определения и обозначения

В настоящем стандарте применяют термины и обозначения по ГОСТ 16530, ГОСТ 16531, ГОСТ 19325.

4 Параметры

4.1 Номинальные значения внешних делительных диаметров колес конических передач d_{e 2} следует выбирать по таблице 1 .

Примечание — Значения ряда 1 предпочтительны.

Фактические значения диаметров не должны отличаться от номинальных более чем на ±6 %. Номинальные значения межосевых расстояний цилиндрических передач а _w следует выбирать по таблице 2 .

Примечание — Значения ряда 1 предпочтительны.

Рекомендации по выбору внешних делительных диаметров и межосевых расстояний для многоступенчатых редукторов, а также параметров передач приведены в приложении А .

4.2 Номинальные крутящие моменты на выходном валу М₂ следует выбирать по таблице 3 .

Примечание — В технически обоснованных случаях допускается принимать значения крутящих моментов по ряду R40 согласно ГОСТ 8032.

4.3 Номинальные значения передаточных чисел и должны выбираться из рядов, приведенных в таблице 4 :

— от 1,00 до 6,30 — для одноступенчатых конических редукторов;

— от 6,30 до 40,00 — для двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов;

— от 20,00 до 200,00 — для трехступенчатых коническо-цилиндрических редукторов;

— от 100,00 до 12500,00 — для многоступенчатых коническо-цилиндрических редукторов.

Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на:

3 % — для одноступенчатых редукторов;

4 % — для двухступенчатых редукторов;

5 % — для трехступенчатых редукторов;

6,3 % — для многоступенчатых редукторов.

Примечание — Ряд 1 является предпочтительным.

4.4 Номинальные значения допускаемых радиальных консольных нагрузок F ₁ и F ₂ , приложенных к середине посадочной части концов входного и выходного валов, должны приниматься по ГОСТ 16162 с округлением до ближайшего значения из ряда R 40 по ГОСТ 8032.

4.5 Размеры концов валов — по ГОСТ 24266.

4.6 Номинальные значения высот осей и их предельные отклонения для редукторов, валы которых расположены параллельно опорной плоскости редуктора, должны приниматься по ГОСТ 24386 в диапазоне 50 — 1000 мм.

ПРИЛОЖЕНИЕ А
(рекомендуемое)

Рекомендации по выбору параметров передач и их соотношению для ступеней редукторов

А.1 Параметры цилиндрических передач и их соотношения рекомендуется принимать по ГОСТ 25301.

А.2 В многоступенчатых редукторах соотношение внешнего делительного диаметра конической передачи с межосевым расстоянием последующей цилиндрической передачи рекомендуется принимать от 1,4 до 1,6.

А.3 Средний нормальный модуль m_n для конических передач с круговыми зубьями и внешний окружной модуль т _{t е} для конических передач с прямыми зубьями рекомендуется принимать по ГОСТ 9563 в диапазоне 0,01 d_{e 2} — 0,03 d_{e 2} , при этом меньшие значения соответствуют большим передаточным числам ступени, большие — малым.

А.4 Ширину венцов b конических зубчатых колес рекомендуется принимать по ГОСТ 12289 в зависимости от передаточного числа и внешнего делительного диаметра колеса. Допускается применять ширины, определенные расчетным путем по ГОСТ 19326 и ГОСТ 19624, с округлением до размеров из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636.

А.5 Угол наклона зубьев конических передач β_n рекомендуется принимать равным 35°. Допускается принимать другие углы наклона, рекомендуемые ГОСТ 19326.

А.6 Число зубьев колеса конической передачи z ₂ принимают равным

, (А.1)

где коэффициент k _z = 0,57 — для передач с круговыми зубьями и k _z = 0,70 — для передач с прямыми зубьями.

Число зубьев шестерни z ₁ определяют по формуле

где u _ст — передаточное число конической ступени.

Ключевые слова: редукторы конические и коническо-цилиндрические, параметры, внешний делительный диаметр колеса, межосевое расстояние, номинальное передаточное число, крутящий момент, модуль, ширина, угол наклона

Хотите оперативно узнавать о новых публикациях нормативных документов на портале? Подпишитесь на рассылку новостей!

Конструкции и расчет редукторов

Основные параметры редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами

ГОСТ 2185-66 устанавливает межосевые расстояния a_W, номинальные передаточные числа и, коэффициенты ширины зубчатых колес ψ_ba и дается рекомендуемые сочетания межосевых расстояний и общие номинальные передаточные числа для зубчатых цилиндрических передач, которые используются в двух- и трехступенчатых насосных редукторах общего назначения, что дает возможность для серийного изготовления редукторов.

Межосевые расстояния

Межосевые расстояния редукторов a_w приведены в табл. 49. Величину межосевого расстояния определяют расчетом на усталостную контактную прочность поверхностей зубьев или выбирают конструктивно в зависимости от габаритных размеров приводимой машины. В табл. 50 и 51 приведены рекомендуемые стандартом межосевые расстояния для двух- и трехступенчатых редукторов и их распределение по отдельным ступеням.

Межосевые расстояния редукторов, мм

Примечание. Предпочтительный ряд первый.

Межосевые расстояния двухступенчатых трехосных редукторов, мм

Межосевые расстояния трехступенчатых редукторов, мм

1. Первый ряд следует предпочитать второму.

2. Для редукторов, которые должны быть кинематически согласованы между собой, допускается выбирать передаточные числа из ряда R40 (ГОСТ 8032-84).

3. Фактические значения передаточных чисел u_ф не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при и ≤ 4,5 и на 4% при и > 4,5.

Общие передаточные числа и_общ. двухступенчатых редукторов

1. Для всех редукторов первый ряд следует предпочитать второму.

2. Фактические значения передаточных чисел u_ф не должны отличаться от номинальных более чем на 4%.

Общие передаточные числа и_общ. трехступенчатых редукторов

1. Для всех редукторов первый ряд следует предпочитать второму.

2. Фактические значения передаточных чисел и_ф не должны отличаться от номинальных более чем на 4%.

Передаточные числа

Номинальные передаточные числа и должны соответствовать указанным в табл. 52.

Рекомендуемые общие передаточные числа и_общ для двух- и трехступенчатых несоосных редукторов общего назначения приведены в табл. 53 и 54.

Распределение общего передаточного числа между отдельными ступенями передач в двух- и трехступенчатых редукторах (табл. 55 и 56) осуществляется при условии одинакового использования контактной прочности зубьев при одинаковой твердости их поверхностей, одинаковых коэффициентов ширины зубьев колес всех ступеней и распределения межосевых расстояний между отдельными ступенями, как это дано в табл. 50 и 5). В двухступенчатых редукторах с соосным расположением валов в одной горизонтальной плоскости при заданном распределении передаточных чисел между ступенями, с одинаковыми межосевыми расстояниями для выполнения условия равнопрочности приходится применять зубчатые колеса с разными коэффициентами ширины.

Распределение общих передаточных чисел в двухступенчатых трехосных редукторах по отдельным ступеням зубчатых зацеплений

Распределение общих передаточных чисел в трехступенчатых редукторах по отдельным ступеням зубчатых зацеплений

Распределение общих передаточных чисел в двухступенчатых двухосных (соосных) редукторах с горизонтальным расположением валов в одной плоскости по отдельным ступеням зубчатых зацеплений

Если первая ступень имеет коэффициент ширины ψ_bа = 0,4, то вторая ступень должна иметь коэффициент ψ_bа не менее 0,6 при одних и тех же материалах шестерен и колес и твердости поверхностей зубьев.

Передаточные числа отдельных ступеней этих редукторов (табл. 53) устанавливаются при условии близкой контактной равнопрочности и одинакового погружения в масляную ванну зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступеней при смазывании окунанием.

Ширина зубчатых колес

Ширина зубчатых колес b зависит от коэффициента ширины ψ_bа: b = ψ_bаа_w. Значения коэффициента ширины зубчатых колес ψ_bа (ГОСТ 2185-66) приведены в табл. 58.

Значения ширины зубчатых колес округляют до ближайшего числа из ряда R20 по ГОСТ 8032-84. Ширина канавки для выхода режущего инструмента в шевронных зубчатых колесах включается в величину ширины b. При различной ширине сопряженных зубчатых колес берется значение коэффициента ψ_bа зубчатого колеса с меньшей шириной.

При выборе коэффициента ширины ψ_bа необходимо принимать во внимание материал зубчатых колес и вид термообработки, точность изготовления, окружную скорость, величину модуля и осевого шага, характер нагрузки, схему редуктора и ряд других факторов. Рекомендуется выбирать узкие колеса, так как в этом случае получается более высокая точность изготовления и значительно снижается неравномерность распределения нагрузки по ширине, вызываемая деформацией валов и неточностями изготовления и монтажа редуктора. По этой же причине не рекомендуется отношение ширины шестерни к диаметру делительной окружности принимать больше 2,5.

При твердости поверхностей зубьев НВ ≤ 350 рекомендуется задавать твердость зубьев шестерни на 30. 50 единиц больше твердости зубьев колеса. В тех случаях, когда твердость зубьев шестерни значительно больше твердости зубьев колеса, ширина шестерни должна быть на 5. 10 мм больше, чем ширина колеса. В противном случае при относительном смещении шестерни и колеса в процессе эксплуатации на зубьях колеса образуется нежелательный уступ.

При твердости поверхностей зубьев обоих колес НВ ≥ 350 ширину колес можно принимать одинаковой. Для колес с цементированными, закаленными с поверхности зубьями коэффициент ширины ψ_bа рекомендуется принимать не более 0,4. 0,5. При увеличении длины зубьев погрешности, возникающие при обработке, возрастают, что приводит к большим затруднениям при получении необходимого пятна контакта.

При поверхностной закалке происходит коробление зубьев; при этом с увеличением ширины колес ошибки в направлении зубьев возрастают. В случае применения широких колес лучше переходить на шевронное зацепление, так как длина зуба одной спирали составляет около половины общей ширины зубчатого колеса и ошибки в направлении зубьев значительно уменьшаются.

В прямозубых и косозубых передачах коэффициент ширины ψ_bа должен быть не более 0,4. 0,6. При больших значениях коэффициента ψ_bа необходимо применять шевронное зацепление.

Быстроходные передачи изготовляются с шевронным зацеплением при коэффициенте ширины ψ_bа = 0,4. 1,0. При консольном расположении шестерен и колес рекомендуется выбирать коэффициент ширины ψ_bа не свыше 0,4. При дальнейшем увеличении ширины колеса (при консольном его расположении) сильно возрастает концентрация нагрузки по длине зубьев и эффект от использования материала колес резко снижается.

Коэффициент ширины зубчатых колес

Модули

Значения модулей для цилиндрических зубчатых колес редукторов (ГОСТ 9563-60) приведены в табл. 59. Величину модуля определяют исходя из прочности зубьев по изгибу. По возможности выбирают наименьшие значения модулей, так как зубчатые колеса с малыми модулями нарезаются на зуборезных станках с большей точностью и с лучшей чистотой поверхности, имеют меньшую массу и меньшие потери на трение в зацеплении. При поверхностной закалке меньше искажается форма их зубьев и получается хорошая и более быстрая приработка зацепления.

Если зубчатое колесо должно работать при предельных контактных напряжениях, то значение модуля, полученного при расчете на изгиб, рекомендуется увеличивать на 10. 15%, так как при выкрашивании поверхностей зубьев происходит ослабление их поперечного сечения и может произойти излом зуба.

Значения модулей т, мм

Примечание. При назначении величин модулей первый ряд предпочтительнее.

Углы наклона линии зубьев

Углы наклона зубьев в косозубых передачах должны быть 8. 10 0 . В косозубых передачах при угле наклона зуба свыше 10° необходимо устанавливать или радиально-упорные подшипники с увеличенным углом контакта, или в опоре с радиальным подшипником дополнительно устанавливать упорный подшипник, что удорожает конструкцию и требует более надежного и сложного торцового крепления подшипников на валах и в корпусах.

Уменьшение утла наклона зубьев, особенно в узких колесах с коэффициентом ширины ψ_bа 0,2. 0Д нежелательно, так как величина осевого шага может быть больше ширины колеса. Вследствие этого осевой коэффициент перекрытия будет меньше единицы и передача будет работать менее плавно, с большими динамическими нагрузками, что ведет к быстрому износу и появлению дефектов на поверхностях зубьев.

Для установленных ГОСТом межосевых расстоянии в табл. 60 приведены суммарные числа зубьев z_∑ и углы наклона зубьев β на делительном цилиндре при определенных интервалах передаточных чисел и модулей в нормальном сечении. Эти значения рекомендуются при коэффициенте ширины ψ_bа ≥ 0,4 при некорригированном и корригированном зацеплении с коэффициентом сдвига х₁=-х₂ соответственно для шестерни и колеса, но могут быть использованы и при ψ_bа 0 . Рекомендуемые параметры передач с шевронными колесами при некорригированном или корригированном зацеплении с коэффициентом сдвига х₁=-х₂ соответственно для шестерни и колеса при коэффициенте ширины ψ_bа > 0,125 приведены в табл. 61, где для стандартных межосевых расстояний приведены суммарные числа зубьев z_∑ сопряженных шестерни z₁ и колеса z₂ и углы наклона зубьев β по принятому модулю зацепления т в интервале передаточных чисел. Подбор чисел зубьев шестерни z₁ и числа зубьев колеса z₂ в зависимости от принятого суммарного числа зубьев z_∑ и передаточного числа и передачи выполняется по табл. 62, где в числителе поставлено число зубьев колеса z₂, а в знаменателе — суммарное число зубьев z_z сопряженных шестерни и колеса. Для каждого значения передаточного числа и в верхней строке приведены наименьшие значения z₂/z_∑, а в нижней — наибольшие, соответствующие допустимым значениям рассматриваемого передаточного числа. В интервале наименьших и наибольших значений чисел зубьев z₂ /z_∑ может быть любое целое число из указанного интервала.

Продолжение табл. 60

Продолжение табл. 60

Примечание. Отдельные сочетания величин α_W, Z_∑, m ; β могут быть использованы и при ψ _ba Конструкции и расчет редукторов › Цилиндрические редукторы › Основные параметры редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами

Ряды предпочтительных чисел

Основой стандартизации являются ряды чисел, подчиняющихся определенным закономерностям. В арифметических рядах каждый член образуется прибавлением к предыдущему члену постоянного числа (разность прогрессии) τ.

Величина любого члена ряда а_k = а₀ + kτ, где k — порядковый номер члена; a₀ — первый член ряда, которому присваивается нулевой номер.

На рис. 11, а показаны арифметические ряды с а₀ = 10, τ = 10—1 в диапазоне k = 0—30. При τ = 5 арифметический ряд в диапазоне наиболее употребительных в машиностроении диаметров D = 10—100 мм следующий: 10; 15; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; . 100.

Арифметические ряды отличаются относительной неравномерностью. Их верхние области больше насыщены градациями размеров, а нижние — меньше. Отношение каждого члена ряда к предыдущему имеет большое значение для первых членов ряда и резко уменьшается в верхних областях ряда.

Неравномерность можно отчасти исправить изменением величины τ для различных областей ряда. Так, для приведенного выше ряда в диапазонах D пять рядов предпочтительных чисел со знаменателем прогрессии . Степени n корня приняты равными 5, 10. 20, 40 и 80. Эти числа вместе с буквой R составляют обозначение ряда:

Любой член ряда a_k = a₀ϕ k , где k — порядковый номер члена; а₀ — первый член ряда, которому присваивают нулевой номер.

С уменьшением ϕ интервалы между членами ряда уменьшаются, число членов ряда возрастает; ряд получается более дробным (рис. 11, б).

Основные ряды предпочтительных чисел в диапазоне 1—10 :

R10: 1; 1,25; 1,6; 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10.

R20: 1; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 4; 4,5; 5; 5,6; 6,3; 7,1; 8; 9; 10.

R40: 1; 1,06; 1,12; 1,18; 1,25; 1,32; 1,4; 1,5; 1,6; 1,7; 1,8; 1,9; 2; 2,12; 2,24; 2,36; 2,5; 2,65; 2,8; 3; 3,15; 3,35; 3,55, 3,75; 4; 4,25; 4,5; 4,75; 5; 5,3; 5,6; 6; 6,3; 6,7; 7,1; 7,5; 8; 8,5; 9; 9,5; 10.

R80; 1; 1,03; 1,06; 1,08; 1,12; 1,15; 1,18; 1,2; 1,25; 1,28; 1,36; 1,4 и т. д.

Численные значения членов всех рядов округлены с погрешностью не более ±1%. Каждый более низкий ряд получается изъятием членов через один из ближайшего более высокого ряда.

Производные ряды. Из основных рядов можно получить геометрические ряды для любого диапазона чисел, т. e. с любым значением начального и конечного членов. В соответствии с основным законом образования геометрических прогрессий производные ряды получают умножением первого члена нового ряда на числа любого из основного ряда (R5, R10 и т. д.) вплоть до получения значения 10а, которое, в свою очередь, умножают на числа того же основного ряда и т. д.

Для примера приводим производный ряд с диапазоном 1—1000 на основе ряда R5: 1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10; 16; 25; 40; 63; 100; 160; 250; 400; 630; 1000.

Ряды на основе геометрической прогрессии можно разделить путем отбора m-х членов (m — порядковый номер, кратный любому целому числу). В результате образуется новый ряд со знаменателем ϕ m . Примером такого разрежения являются основные ряды предпочтительных чисел.

Ряды R20 (ϕ m = 1,06 2 = 1,12), R10 (ϕ m = 1,06 4 = 1,25), R5 (ϕ m = 1,06 8 = 1,6) получают отбором из ряда R40 (ϕ = 1,06) всех членов с порядковыми номерами, кратными соответственно 2, 4, 8. Отбором из ряда R40 членов с порядковыми номерами, кратными 3, 6, 9, можно получить соответственно ряды со знаменателями:

ϕ m = 1,06 3 = 1,19;

ϕ m = 1,06 6 = 1,41;

ϕ m = 1,06 9 = 1,68.

Образование производных рядов возможно и другими способами. При возведении членов геометрической прогрессии в любую степень получают новую прогрессию, но с иным знаменателем. Так, при возведении членов ряда R5 в квадрат получают прогрессию со знаменателем 2,56: 1; 2,56; 6,25; 16; 39,7; 100.

Таким образом, если линейные размеры ряда деталей образуют геометрическую прогрессию, то значения сечений, объемов, массы, моментов сопротивления и моментов инерции сечений также образуют геометрические прогрессии, но с иными знаменателями и иными первыми и последними членами.

Нормальные линейные размеры. На базе основных рядов разработаны ряды нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636—69) с несколько большим округлением чисел по сравнению с основными. В отличие от основных ряды нормальных размеров обозначают буквой а:

Ra 5: 0,1; 016; 0,25; 0,4, 0,63; 1; 1,6; 2,5, 4; 6,3; 10; 16; 25; 40; 63; 100.

Ra 10: 0,1; 0,12; 0,16; 0,2; 0,25; 0,32; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1; 1,2; 1,6; 2; 2,5; 3,2; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 80; 100.

Ra 20: 0,1; 0,11; 0,12; 0,14; 0,16; 0,18; 0,2; 0,22; 0,25; 0,28; 0,32; 0,36; 0,4; 0,45; 0,5; 0,56; 0,63; 0,71; 0,8; 0,9; 1 и т. д. с повышением цифр на один порядок.

Ra 40: 0,1; 0,105; 0,11; 0,115; 0,12; 0,13; 0,14; 0,15; 0,16; 0,17; 0,18; 0,19; 0,2; 0,21; 0,22; 0,24; 0,25; 0,26, 0,28; 0,3; 0,32; 0,34; 0,36; 0,38; 0,4; 0,42; 0,45; 0,48; 0,5; 0,53; 0,56; 0,6; 0,63; 0,67; 0,71; 0,75; 0,8; 0,85; 0,9; 0,95; 1; 1,05; 1,1; 1,15; 1,2; 1,3; 1,4; 1,5 и т. д.

ГОСТ 6636—69 охватывает линейные размеры в интервале 0,001—20000 мм.

Применение стандартных линейных размеров целесообразно для поверхностей, подвергаемых точной механической обработке, особенно для посадочных поверхностей, что способствует стандартизации режущего, контрольного и мерительного инструмента и облегчает настройку станков.

Главный экономический выигрыш получается при сокращении числа членов рядов, т. е. при применении в каждом отдельном случае наиболее низкого ряда, обеспечивающего нужный диапазон размеров и, следовательно, сокращение номенклатуры инструмента.

Меньшее значение имеют нормальные размеры для поверхностей, не нуждающихся в точной координации.

На основании нормальных линейных размеров устанавливают ряды диаметров проволоки, прутков, толщины листового проката, линейных размеров сечений фасонного проката.

Применять стандартные ряды для осевых размеров и для размеров необрабатываемых поверхностей (литье, штамповка) нерационально. В этих случаях даже частичная стандартизация размеров, не давая никаких реальных преимуществ, только усложняет процесс проектирования и изготовления деталей.

Ряды предпочтительных чисел при конструировании. Значение рядов предпочтительных чисел для конструирования не следует переоценивать. Некоторые конструкторы считают необходимым применять ряды предпочтительных чисел для стандартизации и для всех областей конструирования. Это неверно.

Ряды предпочтительных чисел целесообразно использовать в случаях, когда требуется создавать ряд градаций какого-либо параметра с равномерной насыщенностью градаций во всех частях ряда (например, передаточных отношений в коробках передач и подач металлорежущих станков).

Однако равномерное распределение градаций не всегда является наиболее рациональным. Правильнее при нормировании технических параметров исходить из плотности распределения применяемости данного параметра.

В качестве примера на рис. 12 приведен график применяемости модулей зубьев в общем машиностроении.

Как видно, 90% всех применяемых колес имеют модуль в пределах m = 1—5 мм. Максимум применяемости приходится на колеса с модулем 2—3 мм. В данном случае целесообразно увеличить число градаций в области наибольшей применяемости и сократить число градации для редко применяемых модулей. В других отраслях машиностроения (приборостроение, тяжелое машиностроение) соотношения могут быть иными. В каждой отрасли можно установить плотность распределения применяемости и соответственно выбрать градации стандартных модулей. Такой же дифференцированный подход в сущности необходим и для других нормируемых в машиностроении параметров (размеры посадочных диаметров, резьб и др.).

Ряды предпочтительных чисел неприменимы для создания унифицированных рядов машин с повторяющимися рабочими органами. Параметры унифицированных рядов складываются по другим законам, зависящим от реальных возможностей сочетания унифицированных органов и условий технической применяемости членов ряда, и не могут уложиться в геометрическую прогрессию.

Параметрические ряды необходимо строить с учетом применяемости различных категорий машин, степени их гибкости и т. д. Формальное применение геометрических прогрессий может привести к большим ошибкам.

Неприменимы ряды предпочтительных чисел и для определения параметров прогрессивно развиваемых и модернизируемых машин , параметры которых на каждой стадии зависят от технических возможностей и потребностей соответствующих отраслей народного хозяйства. Так, мощность тепловых машин зависит от их начальных параметров (давления и температуры) и частоты вращения. Ни один из этих параметров невозможно произвольно увеличить. В некоторых случаях они имеют оптимальное значение (например, степень сжатия в газовых турбинах) изменение которого ухудшает показатели машины. Увеличение температуры и частоты вращения возможно только на базе технических усовершенствований (повышения жаропрочности материалов, улучшения охлаждения термически напряженных деталей). Результаты этих поисковых работ невозможно уложить в ряды предпочтительных чисел.

Общий вывод состоит в том, что параметры стандартных элементов следует выбирать не на основе априорных закономерностей, а исходя из конкретных условий их применяемости.

Как подобрать передаточные числа для коробки передач?

Трансмиссия автомобиля предназначена для передачи крутящего момента от двигателя к ведущим колесам. Ее составные части: сцепление (обеспечивает наличие или отсутствие связи между двигателем и коробкой передач), коробка передач (подает и перераспределяет мощность и крутящий момент от двигателя к приводным валам колес) и приводные валы.

Большинство технологий, применяемых в тюнинге трансмиссии, проверены в автоспорте. Трансмиссия любого, особенно спортивного автомобиля — важнейший механизм реализации динамических характеристик двигателя. Даже с относительно слабым мотором машина может быть быстрой из-за правильно подобранных передаточных чисел.

В автоспорте применяются синхронизированные (как на «дорожных» автомобилях) и несинхронизированные (кулачковые) коробки передач. По принципу переключения они делятся на обычные (Н-схема) и секвентальные (с последовательным выбором передач, как на мотоциклах).

В автомобилях достаточно серьезного уровня подготовки применяются кулачковые КП. Они имеют ряд преимуществ — выдерживают более высокие нагрузки (за счет формы зуба и зацепления шестерня — кулачковая муфта); позволяют опытным пилотам тратить меньше времени на переключение передач за счет неполного выжима сцепления или вообще без выжима сцепления; в них не разрушаются синхронизаторы (которых попросту нет).

Для обычного дорожного движения кулачковые КП практически непригодны, так как являются достаточно шумными (за счет работы прямозубых зубчатых пар), «жесткими» при включении передачи, имеют относительно небольшой ресурс. Кроме того, они несоизмеримо дороже, чем синхронизированные, и требуют регулярного квалифицированного обслуживания.

Синхронизированные КП отличаются от стандартных лишь передаточными числами. В отдельных случаях (ВАЗ-2108 и -2110) возможно добавление 6-й передачи. Правильный подбор передаточных чисел главной пары редуктора, первичного вала и ведомых шестерен вторичного вала — залог согласованной работы трансмиссии. Передаточные числа подбираются в зависимости от мощностных и моментных характеристик двигателя, размера колес и самое главное — от пожеланий владельца автомобиля.

Передаточное число коробки передач — это отношение числа зубьев ведомой шестерни к числу зубцов ведущей шестерни. Чем оно выше, тем передача «короче» и «мощнее», то есть мотор очень быстро выкручивает положенное количество оборотов, набор скорости происходит так же стремительно, но возникает необходимость в частом переключении передач. Как следствие — некоторое снижение максимальной скорости на данной передаче.

Первое средство повышения разгонной динамики автомобиля — изменение передаточного числа главной пары редуктора. При производстве переднеприводных моделей и машин «десятого» семейства на АвтоВАЗе, как правило, устанавливают пары с передаточным числом 3,7-3,9 (исключение — ВАЗ-21103 16V с передаточным числом 3,5). Трудно поверить, пока не убедишься сам, что установка главной пары 4,1 или 4,3 превращает стандартную «восьмерку» в автомобиль с пушечной динамикой.

К примеру при езде на автомобиле ВАЗ-2108 с двигателем все 1,3 л и главной парой 4,5″. Ощущение такое, будто под капотом живет что-то могучее и дикое, явно не ВАЗовского происхождения. Пилоту заметно чаще приходилось перебирать рычагом переключения передач, зато на светофоре и при любом маневре автомобиль — первый. К слову, на спортивной технике используются шестеренки еще «экстремальнее» — 4,7; а у кроссовиков — и вовсе 5,1. В продолжение разговора о «перебирании рычагом» упомянем о специальных тюнинговых рядах (в профессиональной среде их именуют коммерческими рядами) передач. Хозяева «восьмерок» наверняка знают, что, даже если сильно выкрутить двигатель на первой передаче, при переключении на вторую обороты резко падают, снижается и динамика. Виной тому — слишком большой разрыв между передаточными числами 1-й и 2-й передач. Тюнинговые ряды рассчитаны так, чтобы обеспечивать уверенный равномерный разгон автомобиля 1 всех передачах. Первая передача, по сравнению со «стандартом», слегка «понижена». В этом варианте динамика ухудшается, зато передача становится более «длинной», а в сочетании с главной парой 4,3 — предел мечтаний. Вторая приближена к первой, что избавляет от ощутимого «провала», хорошо знакомого владельцам переднеприводных ВАЗов. Третья и пятая — такие же, как на «стандарте». Четвертая приближена к третьей, шестая — к пятой. Можно легко рассчитать, что получится после всех мероприятий. Используем формулу Va=Nc*60*2¶R/(1000*iп*iгп), где Va, — скорость автомобиля, км/ч; Nc — число оборотов коленчатого вала; R — динамический радиус колеса, м; iп — передаточное число передачи; iгп — передаточное число главной пары.Правда, формула позволяет определить скорость на данной передаче при данных оборотах двигателя, но не разгонную динамику автомобиля.

Вернемся к автоспорту и отметим еще несколько моментов. В гонке необходимо максимально быстрое и четкое включение выбранной передачи. Добиться этого можно различными способами. К примеру, в системах с тяговым включением передач (переднеприводные ВАЗы, ряд моделей Volkswagen) стандартные механизмы не обеспечивают четкого «попадания в передачу», и их конструкция существенно модернизируется путем применения более жестких пластиков и замены соединений шпилька-шплинт на ШС.

Для спортивных автомобилей семейства ВАЗ-2108 давно стала нормой установка жесткой страховочной тяги, соединяющей корпус КП с точкой крепления рычага переключения. «Страховка» обеспечивает их взаимную неподвижность и предотвращает самопроизвольное «выбивание» передачи при резком изменении тяги двигателя, а также при ударных и прыжковых нагрузках на подвеску и кузов.

Операция проходит следующим образом. В стандартном исполнении корпус шаровой опоры рычага переключения передач на переднеприводных ВАЗах жестко прикреплен к кузову автомобиля, поэтому в кузове высверливается отверстие, в него помещается корпус шаровой опоры и соединяется с кузовом через резиновые подушки. Снизу корпуса шаровой опоры устанавливается тяга, второй конец которой соединяется с корпусом коробки передач. Четкое включение передач может понадобиться не только в условиях соревнований, но и в повседневном движении по городу ( особенно водителям, предпочитающим жесткий, активный стиль езды).

У кого-то из читателей наверняка возник вопрос — а долго ли выдержит стандартное сцепление такую трансмиссию? Отвечаем — недолго. Об этом честно предупреждают специалисты тюнинг-центра.

Если ваш автомобиль предназначен для езды по городу (или для участия в любительских соревнованиях), используйте сцепления западных производителей — LUK, АР Lockheed. По сравнению с отечественной продукцией, импортные узлы имеют лучшие характеристики и надежность, что доказано в ходе прошлогоднего рекордного восхождения «Нив» на Тибет. По отзывам участников экспедиции, сцепления LUK ни разу не подвели, хотя условия были чрезвычайно далеки от нормальных — постоянный крутой подъем по бездорожью, частые остановки и старты.

Отдельно предлагается установка дифференциала повышенного трения.

Самое очевидное преимущество автомобиля с таким дифференциалом: когда возникает значительная разница в крутящем моменте между полуосями (одно из ведущих колес пробуксовывает), включается блокировка, и полуоси приобретают жесткую связь. Колесо, имеющее хорошее сцепление с дорогой, начинает вращаться. Как только крутящий момент сравнивается, блокировка выключается, и дифференциал работает в обычном режиме.

Помимо повышения проходимости обычных автомобилей, системы блокировки дифференциала широко используются в спортивной технике, поэтому их установку можно порекомендовать любителям активной езды. Присутствие блокировки позволяет проходить повороты на гораздо большей скорости, лучше чувствовать автомобиль и дорогу.

Последний штрих — приводные валы. На «заряженных» автомобилях, как и на спортивных, применяются валы, рассчитанные на передачу значительно большего крутящего момента, чем способен развить стандартный для данного автомобиля двигатель. Необходимо учитывать и возможность работы валов в предельных углах «раскрытия» подвески.

При проведении тюнинга используют специальные приводные валы и шарниры отечественного производства, а также стандартную и заказную продукцию ведущей немецкой фирмы GKN-Lobro.

Тюнинг — выражение вашей индивидуальности. Выбирая, что из перечисленного нужно именно вам, необходимо реально оценить свои возможности (это касается в первую очередь водительского мастерства, манеры езды и лишь во вторую — денежной стороны вопроса) и желания. Кого-то заинтересует только повышение передаточного числа главной пары — для динамичных стартов. Кому-то больше придется по душе коммерческий ряд передач — для равномерного уверенного разгона. А кто-нибудь наверняка захочет сделать все — может быть, и, не совсем понимая, зачем ему это нужно.

Расчет и выбор редуктора

Типы редуктора различаются конструктивно:

Цилиндрические горизонтальные редукторы имеют параллельное расположение осей входных

и выходных валов, которые лежат в одной горизонтальной плоскости.

расположение осей входных и выходных валов, которые лежат в одной

скрещенные под углом 90 0 оси входных и выходных валов.

параллельное расположение осей входных и

выходных валов, которые лежат в разных

Коническо-цилиндрические редукторы имеют пересекающиеся под углом 90 0 оси входных и

выходных валов, которые лежат в одной горизонтальной плоскости.

Особое значение имеет расположение выходного вала редуктора в пространстве:

в червячных редукторах конструкция редуктора позволяет применять один и тот же редуктор

для любого положения выходного вала в пространстве;

в цилиндрических и конических редукторах в большинстве случаев возможно расположение

выходных валов только в горизонтальной плоскости;

имея одинаковые внешние габариты (или вес), цилиндрические редукторы (по сравнению счервячными)

передают нагрузку в 1,5-2 раза большую имеют более высокую КПД, более долговечны, значит

их установка будет экономически эффективнее.

Определение передаточного числа редуктора

Передаточное отношение редуктора:

n вх — количество оборотов входного вала редуктора, т.е обороты электродвигателя, об/мин.

n вых — необходимое количество оборотов выходного вала редуктора, об/мин.

При выборе электродвигателя частота вращения вала двигателя, а, следовательно, и входного вала редуктора не должна превышать 1500 об/мин для всех редукторов. Обороты электродвигателя следует выбирать из технических характеристик электродвигателей .

Определение количества ступеней редуктора

Количество ступеней по типу редуктора определяется по таблице, исходя из рассчитанного передаточного числа.

Диапазон передаточных чисел

Цилиндрический одноступенчатый

Цилиндрический двухступенчатый

Цилиндрический трехступенчатый

Червячный одноступенчатый

Червячный двухступенчатый

Коническо-цилиндрический одноступенчатый

Коническо-цилиндрический двухступенчатый

Выбор габарита редуктора

Т=(9550*Р* U * N )/ (К* n вх ) (формула 2)

Р — мощность электродвигателя, кВт

U — передаточное число редуктора

N — КПД редуктора ( для цилиндрического редуктора принимается 0,97-0,98,

для червячного — свое для каждого передаточного числа (см. паспортные данные))

n вх — количество оборотов входного вала редуктора или электродвигателя, об/мин

Режим эксплуатации по ГОСТ 21354-87 и нормам ГосТехНадзора

«0»-непрерывный ПВ 100%

«II»-средний ПВ ПВ = (Т / 60) * 100%

Т — среднее время работы в течение часа, мин.

Выбор мотор-редуктора

На данный габарит редуктора, возможно, установить только электродвигатели габариты , которых указаны в технических характеристиках на этот редуктор.

Технические характеристики для мотор-редуктора червячного одноступенчатого МРЧ-80.

ГОСТ 2185-66
Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры

Купить ГОСТ 2185-66 — бумажный документ с голограммой и синими печатями. подробнее

Распространяем нормативную документацию с 1999 года. Пробиваем чеки, платим налоги, принимаем к оплате все законные формы платежей без дополнительных процентов. Наши клиенты защищены Законом. ООО «ЦНТИ Нормоконтроль»

Наши цены ниже, чем в других местах, потому что мы работаем напрямую с поставщиками документов.

Способы доставки

• Срочная курьерская доставка (1-3 дня)
• Курьерская доставка (7 дней)
• Самовывоз из московского офиса
• Почта РФ

Распространяется на цилиндрические передачи внешнего зацепления для редукторов и ускорителей, в том числе и комбинированных (коническо-цилиндрических, цилиндро-чепвяных и др.), выполняемых в виде самостоятельных агрегатов.

Стандарт не распространяется на передачи редукторов специального назначения и специальной конструкции (авиационные, судовые, планетарные и т.п.).

• Заменяет ГОСТ 2185-55

Ограничение срока действия снято: Постановление Госстандарта № 2587 от 30.06.82

• Изменение №3 для ГОСТ 2185-66

Этот ГОСТ находится в:

• Раздел Экология
  • Раздел 21 МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
    • Раздел 21.200 Зубчатые передачи

• Раздел Электроэнергия
  • Раздел 21 МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
    • Раздел 21.200 Зубчатые передачи

Организации:

Spur gears. Basic parameters

• ГОСТ 8032-84Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел
• ГОСТ 6636-69Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры

Чтобы бесплатно скачать этот документ в формате PDF, поддержите наш сайт и нажмите кнопку:

• Сканы страниц ГОСТа
• Текст ГОСТа

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ СОЮЗА ССР

ПЕРЕДАЧИ ЗУБЧАТЫЕ
ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ

ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ СОЮЗА ССР

ПЕРЕДАЧИ ЗУБЧАТЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

Основные параметры

Spur gearings.
Basic parameters

(CT СЭВ 229-75)

* Переиздание (ноябрь 1993 г.) с Изменениями № 1, 2, 3, утвержденными в апреле 1978 г., июне 1982 г., декабре 1991 г. (ИУС 6-78, 10-82, 5-92)

Утвержден Комитетом стандартов, мер и измерительных приборов при Совете Министров СССР 17 октября 1966 г. Срок введения установлен

Проверен в 1982 г.

1. Настоящий стандарт распространяется на цилиндрические передачи внешнего зацепления для редукторов и ускорителей, в том числе и комбинированных (коническо-цилиндрических, цилиндро-червячных и др.), выполняемых в виде самостоятельных агрегатов.

Стандарт не распространяется на передачи редукторов специального назначения и специальной конструкции (авиационные, судовые, планетарные и т.п.).

Для встроенных передач стандарт является рекомендуемым.

Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 229-75.

Требования настоящего стандарта, за исключением п. 5, являются обязательными.

(Измененная редакция, Изм. № 1, 3).

2. Межосевые расстояния а_ω должны соответствовать указанным в табл. 1.

3. Номинальные передаточные числа и должны соответствовать указанным в табл. 2.

Продолжение табл. 1

Продолжение табл. 1

1. 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

2. Для изделий, производство которых освоено до 1 января 1978 г., допускается изготовление зубчатых передач с межосевым расстоянием 225 мм.

(Измененная редакция, Изм. № 1, 2).

Продолжение табл. 2

1. 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

2. В редукторах, которые должны быть кинематически согласованы между собой, допускается выбирать передаточные числа из ряда R40 по ГОСТ 8032-84.

3. Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5 % при n £ 4,5 и на 4 % при n > 4,5.

4. Коэффициент ширины зубчатых колёс (b — ширина венца цилиндрического зубчатого колеса) следует выбирать из ряда: 0,100; 0,125; 0,160; 0,200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630; 0,800; 1,0; 1,25.

1. Численные значения ширины зубчатых колес округляются до ближайшего числа из ряда Ra 20 по ГОСТ 6636-69.

2. Ширина канавки для выхода режущего инструмента в шевронных зубчатых колесах включается в величину b.

3. При различной ширине венцов сопряженных цилиндрических зубчатых колес значение ψ_ha относится к более узкому из них.

3, 4. (Измененная редакция, Изм. № 2).

5. Для двух- и трехступенчатых несоосных редукторов общего назначения рекомендуются отношения межосевых расстояний тихоходной ступени к быстроходной в пределах 1,25 — 1,4.

(Измененная редакция, Изм. № 3).

ПРИЛОЖЕНИЕ (Исключено, Изм. № 3).