Детали машин и основы конструирования. Гордин П.В - 64 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

СЗТУ | Санкт-Петербург

Составители: 

Рубрика: 

64
могут оказаться различными для шестерни и колеса. Поэтому расчет по изгибным
напряжениям проводят и для шестерни и для колеса по следующим формулам
[
1
1
1 F
FFt
F
m
Yw
σσ
≤
⋅
=
]
для шестерни,
[
2
1
2
12 F
F
F
FF
Y
Y
σσσ
≤=
]
для колеса.
(3.14)
3.4. РАСЧЕТ КОСОЗУБЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
В основе расчета косозубых передач на контактную прочность и изгиб
заложены те же предпосылки, что и для прямозубых, но имеются особенности,
которые учитываются при определении нормальной силы в зацеплении,
приведенного радиуса кривизны, длины контактной линии и коэффициентов
формы зубьев. Кроме того, приходится учитывать неравномерность
распределения нагрузки между зубьями, поскольку суммарный
коэффициент
перекрытия в косозубой передаче принимается больше двух ( ε
γ
> 2). Косозубые
колеса выполняются, как правило, без смещения исходного контура (x
1
= x
2
= 0),
поэтому все расчетные зависимости относятся к случаю, когда начальные
окружности совпадают с делительными.
Силы в зацеплении косозубых колес. Равнодействующая нормальных сил в
контакте зубьев косозубых колес считается приложенной по середине зубчатого
венца в полюсе зацеплении (рис. 3.13). Силу F
n
раскладывают на составляющие:
окружную F
t
, радиальную F
r
и осевую F
a
. В нормальной плоскости сечения зуба
(n-n) силу F
n
раскладывают на две составляющие: касательную к делительным
цилиндрам силу F
c
= F
n
cos α
п
и радиальную силу
F
r
= F
c
tg
α
п
,
где α
п
– угол профиля зуба в нормальном сечении (при x
Σ
= 0, α
п
= α, т.е. угол профиля
зуба равен профильному углу исходного контура).
Далее силу F
c
раскладывают на окружную F
t
и осевую F
a
:
F
t
=
F
c
⋅
cos
β =
F
n
⋅
cos
α⋅
cos
β;
F
a
= F
t
tg
β,
(3.15)
где
β
– угол наклона зуба на делительном цилиндре.
При заданном моменте на шестерне получим:
;
2
1
1
d
T
F
t
= ;
β
tgFF
ta
⋅
=
β
α
cos
tg
FF
tr
= (3.16)

Страницы