12.2.7. Разложение сил в прямозубой цилиндрической передаче

Рис. 12.7

Силу нормального давления F_n разложим на две взаимно перпендикулярные составляющие F_t и F_r, которые называются окружной и радиальной силами.

F_t = F_ncos ,

F_r= F_nsin ,

2T

F_t =-------- ,

d

F_r = F_ttg ,

= 20^o – угол зацепления.

12.2.8. Порядок расчета закрытой прямозубой цилиндрической передачи

1. Выбирается материал по таблице и расчитывается допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса и допускаемое изгибное напряжение шестерни и зубчатого колеса.

2. Проектным расчетом определяется межосевое расстояние

.

3. Модуль зацепления

m = (0,01...0,02) a_w.

4. Суммарное число зубьев, число зубьев шестерни и зубчатого колеса

2a_w Z_∑

Z_∑ = ; Z₁ = ; Z₂ = Z_∑ - Z₁

m 1+u

5. Геометрические параметры шестерни и зубчатого колеса

d₁; d₂; d_f1; d_f2; d_a1; d_a2; b₁; b₂; a_w

b₂ = ψ_bа^. a_w

b₁ = b₂ + 5

6. Проверочный расчет по контактным напряжениям

F·K _H^. (1+u)

σ_н = 436 · [σ_H]

d ₂ · b₂

7. Проверочный расчет по изгибным напряжениям

F_t^. Y_F^.K_F

σ_F =------------- [σ_F]

b₂^.m

12.2.9. Порядок расчета открытой прямозубой передачи

1. Выбирается материал шестерни и зубчатого колеса, определяется допускаемое изгибное напряжение щестерни

1,8 HB₁^. K_FL

[σ_FL] =---------------------

[S]_F

2. Проектным расчетом определяется модуль зацепления

3 2T₁ Y_F1 K_F1

m ---------------

 ψ_bm^.z₁[σ_F1]

3. Геометрические размеры шестерни и зубчатого колеса

d₁; d₂; d_f1; d_f2; d_a1; d_a2; b₁; b₂

4. Проверочный расчет по изгибным напряжениям

F_t^. Y_F^.K_F

σ_F = -------------- [σ_F]

b₂^.m