Как определить коэффициент, учитывающий форму зуба для косозубого цилиндрического зубчатого колеса?

Коэфициент,учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для косозубого цилиндрического зубчатого колеса Y_FS выбирается в зависимости от приведённого числа зубъев z_v=z/cos³β и коэфициента смещения по таблице :

2.12. Особенности расчета косозубых и шевронных колес на сопротивление контактной и изгибной усталости. Чем обуславливается повышение нагрузочной способности косозубых и шевронных передач по сравнению с прямозубыми?

Особенности расчета косозубых и шевронных колес на сопротивление контактной усталости.

В косозубых и шевронных передачах зубья входят в зацепление постепенно. Контактная линия перемещается у ведомого колеса от вершины зуба к основанию(у ведущего в обратном направлении). Жесткость зубьев на вершине меьше,чем в середине.Поэтому коэффициент динамической нагрузки меньше,чем у прямозубой передачи. Расчёт ведут по параметрам в нормальной плоскости к линии зуба.

Результрующая сила в нормальной плоскости на делительной окружности равна F=F_n=F_t/(cosα_tcosβ_b) по зависимости при α_tv=α_t .

Суммарная длина контактных линий больше по сравнению с прямозубой передачей за счёт наклона контактной линии l_s=b_wε_α/cosβ_b=b_w/(Z²_εcosβ_b), где Z²_ε=1/ε_α. Контактные напряжения уменьшаются. Приведённый радиус кривизны в нормальной плоскости

ρ_n1=ρ₁/cosβ_b

ρ₁=d₁cosα_ttgα_w/cosβ_b; ρ₂=d₂cosα_ttgα_w/cosβ_b, где d₁= d_t1 – делительный диаметр; α_t, α_tw-делительный угол и угол зацепления в торцевой плоскости. Тогда величина 1/ρ=[2(u±1)cosβ_b]/ [d1ucosα_ttg α_tw]

Коэфициент,учитывающий форму сопряжённых поверхностей, Z_n=[2 cosβ_b/ cos²α_ttgα_w]½ Проверочный расчёт выполняется по формулам,аналогичным прямозубой.цил. передаче

σ_H=Z_EZ_εZ_H[K_HF_t(u±1)/d₁b_wu]½≤[ σ]_Н или

σ_H=K_z(2000)½[ K_HT₁ (u±1)/d²₁b_wu]½≤[ σ]_Н

, но коэфициент К_z – меньше. При среднем значении β_b =16 для косозубых передач без смещения или равносмещённых К_z=363 вместо 431.

Особенности расчета косозубых и шевронных колес на сопротивление контактной и изгибной усталости

Косозубые и шевронные передачи по сравнению с прямозубыми имеют повышенную нагрузочную способность. Зависимость для определения расчётных напряжений на выносливость при изгибе дополняется по сравнению с прямозубыми передачами коэфициентами Y_ε,Y_β: σ_F=(K_FF_tY_FSY_εY_β)/(mb)≤[σ_F]

Где К_F-коэфициент нагрузки. Коэфициенты учитывающие динамическую нагрузку и концентрацию нагрузки вдоль длины контактных линий меньше,чем в прямозубой,т.к. зубья входят в зацепление постепенно (не всей длиной) и лучше компенсируют погрешности шага зубьев. Коэфициент,учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для косозубого цилиндрического зубчатого колеса Y_FS выбирается в зависимости от приведённого числа зубъев z_v=z/cos³β и коэфициента .

Y_ε-коэфициент,учитывающий перекрытие зубьев, Y_ε=1/ε_α,

где ε_α,- коэф. торцевого перекрытия.

В косозубых передачах торцевое перекрытие работает паралельно с осевым. Суммарный коэфициент перекрытия ε_α+ε_β>2 исключает опасность всплеска нагрузок при переходе с двух-на однопарное зацепление.

Y_β-коэф.,учитывающий наклон зуба.

Чем обуславливается повышение нагрузочной способности косозубых и шевронных передач по сравнению с прямозубыми?

Повышение нагрузочной способности косозубых и шевронных передач по сравнению с прямозубыми обуславливается:

Меньшим коэфициентом динамической нагрузки(Жесткость зубьев на вершине меьше,чем в середине. В косозубых и шевронных передачах зубья входят в зацепление постепенно. Контактная линия перемещается у ведомого колеса от вершины зуба к основанию)

Уменьшением контактных напряжений (суммарная длина контактных линий больше по сравнению с прямозубой передачей за счёт наклона контактной линии)

Коэфициенты учитывающие динамическую нагрузку и концентрацию нагрузки вдоль длины контактных линий меньше,чем в прямозубой,т.к. зубья входят в зацепление постепенно (не всей длиной) и лучше компенсируют погрешности шага зубьев.

В косозубых передачах торцевое перекрытие работает паралельно с осевым. Суммарный коэфициент перекрытия ε_α+ε_β>2 исключает опасность всплеска нагрузок при переходе с двух-на однопарное зацепление.

2.13. Конические зубчатые передачи, достоинства и недостатки, область применения. Типы зубчатых колес, основные геометрические параметры конического зубчатого колеса. Передаточное число конической зубчатой передачи.

Конические зубчатые передачи, достоинства и недостатки, область применения.

Конические зубчатые передачи передачи передают механическую энергию между валами с пересекающимися осями. Несмотря на сложность изготовления и монтажа,конические передачи получили гирокое распространение в редукторах общего назначения,в металлообрабатывающих станках,вертолётах,автомобилях.

Касание происходит по линии контакта. Чувствительны к перекосам,требуют точной регулировки.

Зацепление двух колёс можно представить как качение без скольжения конусов с углами 2δ₁ и 2δ₂ . Эти конусы называются начальными. Линия касания этих конусов ОЕ называется полючной линией, или мгновенной осью, в относительном вращении колёс.