Проверочный расчет открытых зубчатых передач

Необходимо выполнить проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе в соответствии с п. 3.5 с соблюдением условий .

Определение параметров зубчатых колес

Расчет параметров зубчатых колес представлен в разделе 8.

Усилия в зацеплении

Направления сил в прямозубой передаче показано на рис. 3.5 а.

Окружная сила . Радиальная сила .

Для косозубой передачи направления сил показаны на рис. 3.5. б.

Окружная сила . Радиальная сила . Осевая сила ,

где Т – крутящий момент на валу, Н·мм;  – диаметр начальной окружности, мм;  – угол зацепления (стандартный  = 20^о);  – угол наклона линии зуба. Значения Т и  необходимо брать для одного из валов (целесообразнее для вала шестерни).

а)	б)

Рис. 3.5. Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых колес:
а) прямозубых; б) косозубых

3.10. Особенности расчета цилиндрического
двухступенчатого соосного редуктора

В соосном редукторе (рис. 3.6) межосевые расстояния быстроходный  и тихоходной  ступеней равны между собой = . Передаточные числа быстроходной  и тихоходной ступеней принимаются из кинематического расчета, чтобы .

Расчет начинают с тихоходной ступени как более нагруженной и проводится по методике изложенной в пп.3.1-3.5.

Для расчета быстроходной ступени межосевое расстояние принимается таким же, как определенное у тихоходной ступени.

Вычисляется начальный диаметр шестерни быстроходной ступени d_{w 1} при рассчитанном для тихоходной ступени а _{w 2}

,

где U₁ – передаточное число быстроходной ступени.

Определяется коэффициент ψ_bd, быстроходной ступени по формуле

                                                                    (3.7)

где  – вспомогательный коэффициент, равный 770 МПа для прямозубых и 675 МПа для косозубых и шевронных колес;

 

Рис. 3.6. Кинематическая схема двухступенчатого
цилиндрического соосного редуктора

( Н·м) – крутящий момент на ведущем валу;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес НВ, кинематической схемы передачи и величины ; определяется по номограммам (рис. 3.2.);

 – допускаемые контактные напряжения определяются в соответствии с п. 3.1.

Модуль и  для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимается в 1,4-1,7 раза меньше, чем в тихоходной и обязательно округляется до стандартных значений по табл.3.5.

Предварительно принимается для косозубых передач угол ^о и определяется число зубьев шестерни и колеса

; ;

для прямозубых

; .

Значения Z₁ и Z₂ округляются до целых чисел. Для косозубых колес уточняется угол  

.

Определяются в соответствии с п. 3.3. геометрические параметры зубчатых колес. Проверяется межосевое расстояние

.

Проводятся проверочные расчеты по контактным и изгибным напряжениям в соответствии с п.п. 3.4 и 3.5.

Определяются основные параметры зубчатого зацепления и силы в соответствии с п.п. 3.7 и 3.8.

 

⇐ Предыдущая12345678910Следующая ⇒

Поделиться: