Основы проектирования передаточных механизмов. Кушнаренко В.М - 220 стр.

     Основными нагрузками, вызывающими деформацию изгиба валов,
являются силы в зубчатых и червячных зацеплениях, натяжения ветвей ремня
или цепи соответствующих передач. Силу в зацеплении зубчатых колес или
червячной пары раскладывают на три взаимно перпендикулярные
составляющие. Окружная сила Ft направлена по касательной к начальным
окружностям зубчатых колес; радиальная сила Fr – по радиусу к центру колеса и
осевая сила Fa – параллельно оси вала. Потерями на трение пренебрегают и
считают, что сила от зуба шестерни на зуб колеса равна и противоположно
направлена соответствующей силе от зуба колеса на зуб шестерни. Силы,
действующие в зацеплении, определяют по формулам, приведенным в п.п.
2.2.1.4; 2.2.2.4; 2.2.3.4.
      На рисунках 2.21…2.29 приведены исходные схемы и возможные эпюры
изгибающих и крутящих моментов для валов различных передач. Необходимо
отметить, что характер эпюры в каждом конкретном проекте определяется
величиной и расположением сил, положением элементов передач на валу и опор
вала. Следует помнить, что осевые силы передач создают сосредоточенные
изгибающие моменты и определяют «скачки» на эпюрах. Общие правила
построения эпюр рассматриваются в курсе сопротивления материалов. При
этом эпюры строятся на сжатых волокнах сечения вала.
    Для уменьшения результирующей осевой силы на промежуточных валах
цилиндрических передач с косозубыми колесами следует выбирать направление
зубьев колеса первой ступени и шестерни второй ступени одинаковым, при
этом осевые силы на промежуточном валу Fa и Fа' направлены в разные
                                              2      1


стороны (рисунок 2.21).
      В конической прямозубой передаче радиальная сила на шестерне равна
осевой силе на колесе Fа = Fr , а осевая сила на шестерне равна радиальной
                         2   1


силе на колесе Fr = Fa , причем осевые силы всегда направлены от вершин к
                 2   1


основаниям конусов. На рисунках плоскость X-Z является горизонтальной
плоскостью для шестерни и для колеса, плоскость Y-Z – вертикальной
плоскостью для шестерни и плоскость X-Y – вертикальной плоскостью для
колеса, Fk – внешняя сила (давление на вал от ременной или цепной передачи).
     В червячной передаче потерями на трение из-за их значительной величины
пренебрегать нельзя. Поэтому Т2 = Т1·u·η, где η ≅ 0,7 ÷ 0,85-КПД передачи
(уточняется в расчете). На рисунке 2.23 плоскость X-Z является горизонтальной
плоскостью для червяка и для колеса, плоскость Y-Z            - вертикальной
плоскостью для червяка и плоскость X-Y - вертикальная плоскость для колеса.
На рисунке 2.27 показан промежуточный вал и нагрузка, действующая на него:
эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости построена по правилам
ортогонального проектирования, а эпюра изгибающих моментов в
горизонтальной плоскости – с использованием аксонометрии. Для разгрузки
промежуточного вала двухступенчатой червячной передачи от осевых