Проверка на выносливость при изгибе зубьев шестерни.

.

Значения У_F1 и [ s ] _F1 определяют так же, как и для колеса.

3.9 Особенности расчета соосных редукторов.

Межосевое расстояние соосного редуктора определяется из расчета на контактную выносливость тихоходной ступени (см. раздел 3.1.). Коэффициент ширины быстроходной ступени определяется из выражений:

для прямозубой передачи

;

для косозубой и шевронной передач

.

В этих выражениях:

Т_2Б – вращающий момент на валу колеса быстроходной ступени, Н×м;

– передаточное число быстроходной ступени;

К_Н – коэффициент нагрузки быстроходной ступени (см. раздел 3.11);

[ s ] _Н – допускаемое напряжение для быстроходной ступени (см. раздел 2.4).

Если полученное значение y_ba < 0,2, то следует принять y_ba = 0,2.

3.10 Определение основных параметров зубчатого зацепления.

3.10.1 Диаметры делительных окружностей:

для прямозубых колес

d₁ = m·z₁; d₂= m·z₂.

для косозубых и шевронных колес

; .

Точность определения значений диаметров делительных окружностей должна быть не менее 0,001 мм. После определения d₁ и d₂ проверяется равенство а_w = (d₁ + d₂)/2.

3.10.2 Диаметры окружностей вершин:

для прямозубых колес

d_а1 = d₁ + 2·m; d_а2= d₂+ 2·m;

для косозубых и шевронных колес

d_а1 = d₁ + 2·m_n; d_а2= d₂+ 2·m_n.

3.10.3 Диаметры окружностей впадин:

для прямозубых колес

d_f1 = d₁ – 2,5·m; d_f2= d₂ – 2,5·m;

для косозубых и шевронных колес

d_f1 = d₁ – 2,5·m_n; d _f2 = d₂ – 2,5·m_n.

3.11 Силы, действующие в зацеплении.

Для прямозубых колес (рис.3.2) определяются окружная сила

, Н

и радиальная сила F_r = F_t ·tga, Н.

Для косозубых и шевронных колес (рис. 3.3) определяется также осевая сила.

Окружная сила .

Радиальная сила (a - угол зацепления).

Осевая сила .

Рис. 3.2 Рис. 3.3

Дата добавления: 2015-08-18