0154 / DM

3.1.1 Межосевое расстояние , мм,

где Ka 495МПа13 — для прямозубых колес;

Ka 430МПа13 — для косозубых колес;

U=Z2/Z1>1 — передаточное число рассчитываемой ступени зубчатой передачи (знак минус — для внутреннего зацепления); , где Z1, Z2– число зубьев соответственно меньшего (шестерни) и большего (колеса) из зубчатых колес,

T2р - расчетный крутящий момент на большем зубчатом колесе (колесе), Н∙м:

а) для одинарного зацепления расчетный и номинальный крутящие моменты на большем зубчатом колесе равны

T2р= T2;

Примечание - В случае понижающей частоту вращения передачи (редуктор) большее колесо находится на ведомом валу, а в случае повышающей ( мультипликатор) – на ведущем валу.

б) для планетарных, многопоточных и раздвоенных зубчатых передач цилиндрических редукторов номинальный крутящий момент

делится на число силовых потоков NС с учетом неравномерности распределения нагрузки

Т2р= кС∙ Т2 / NС ,

где кС – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки.

При наличии устройств выравнивающих нагрузку принимают кС =1,1…1,2, в противном случае кС =1,5…2.

ba —предварительно принимают согласно п.2.8.1;

H — расчетные значения допускаемых контактных напряжений,

МПа (см.п.2.4);

K H —принимают по табл. 3.5, либо приближенно согласно п.2.8.2.

31

В начале расчета многоступенчатых передач определяют межосевое расстояние тихоходной ступени и округляют его по стандартизованному ряду чисел.

Ряд стандартизованных межосевых расстояний aW, мм:

40, 50, 63, 80, (90), 100, (112), 125, (140), 160, (180), 200, (225), 250, (280), 315, (355), 400, (450), 500.

В скобках указаны значения второго ряда чисел.

Для двух- и трехступенчатых редукторов с цилиндрическими колесами межосевые расстояния определяются по соотношению:

а) для двухступенчатых редукторов:

быстроходная ступень

Значения a*WП , a*WБ округляются по стандартизованному ряду;

в) для соосных редукторов

aWБ aWТ

3.1.2 Определение основных геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес с внешним зацеплением

Модуль зацепления и ширина колеса.

32

Расчетная (рабочая) ширина зубчатого венца колес

Определяется по формуле

bW ba aW .

Числа и угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев зубчатых колес

шевронных.

Первоначально принимают 10 ( cos10 0,9848 ).

Вычисленное значение z округлить до целого числа, после чего

уточнить угол .

Число зубьев шестерни и колеса (см. рисунок 1)

33

Уточняем передаточное число

Проверяем отклонение от заданного передаточного числа

Диаметры колес Диаметры делительных и начальных окружностей без смещения ис-

ходного контура зубьев равны и вычисляются по формулам

Ширина зубчатого венца колеса

bкол bW ba aWТ

(результат округлить до целого числа).

Ширина зубчатого венца шестерни с целью компенсации возмож-

3.1.3 Уточнение расчетных геометрических коэффициентов:

а) коэффициент ширины по модулю

bm bmWn ,

б) коэффициент ширины по диаметру шестерни

bd3 bw3 , dw3

в) коэффициент ширины по межосевому расстоянию

ba bw4 . aWТ

34

3.1.4Остальные размеры зубчатых передач

Высота зубьев цилиндрических колес:

Диаметры зубьев окружностей вершин da и впадин df зубьев зубчатых колес ( i – шестерня ,колесо):

Окружной шаг

m pt mt cos n .

Толщина зуба по делительной окружности: S p2t .

Та б л и ц а 3.1 - Сводная таблица основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой косозубой передачи

* В задаче принята одинаковая степень точности по нормам кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев; в зацеплении принят гарантированный боковой зазор нормального сопряжения: ст. 8-8-8В или ст. 8-В.

35

3.1.5 Основные геометрические зависимости для прямозубых цилиндрических передач с внутренним зацеплением.

Пример таких передач: зубчатая пара корончатое колесосателлит в планетарной передаче ( см.ч.2 раздел VI).

Межосевое расстояние определяется по формуле:

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

zкол 2aw zшест. m

Диаметры колес:

начальной (делительной) окружности

dшест(кол) m zшест(кол) ,

3.1.6Усилия в зацеплении цилиндрических передач

Окружная сила , Н, (Т, Н·м, d, мм)

36

Примечание - В прямозубых передачах Fa 0 , в шевронных передачах осевые

силы уравновешиваются на колесе и не передаются на подшипники.

Суммарная (нормальная) сила в зацеплении

F

Fn cos W t cos .

3.2 Проверочные расчеты цилиндрической зубчатой пере-

дачи

3.2.1 Проверочный расчёт на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.

По стандартизованной методике расчета (знак «–» относится к внутреннему зацеплению)

где H — фактическое (расчетное) контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа;

H — допускаемое контактное напряжение, МПа; Ft — окружная сила в зацеплении, Н;

bw — ширина колеса, мм; U — передаточное число;

37

где z1 и z2 — число зубьев шестерни и колеса. Знак «–» относится к внутреннему зацеплению.

K H — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями для косозубых колес (таблица 3.4) при окружной скорости колес

38

K H V — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (таблица 3.6).

Т а б л и ц а 3.6 - Выбор коэффициента K H V

2 Для степеней точности 6 и 9 см. справочную литературу.

Формулу для расчета фактических контактных напряжений преобразуем, подставив удельную окружную контактную нагрузку

В результате получим (знак «–» относится к внутреннему зацеплению)

40