16.Зубчатые передачи.Геометрические параметры.

Исходными данными для расчета геометрических параметров зубчатых колес являются:модуль числа зубьев и угол наклона линии зуба межосевое расстояние коэффициенты смещения колес и (если не задано При исходном контуре по ГОСТ 13754-81 принимаются: угол главного профиля коэффициенты высоты головки зуба высоты ножки зуба радиального зазора ГОСТ 16530-83 регламентирует термины:передаточное число отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни;передаточное отношение отношение угловой скорости ведущего зубчатого колеса к угловой скорости ведомого колеса.Следовательно, передаточное число:относится только к паре зубчатых колес; всегда положительное и больше единицы.У косозубых и шевронных, колес зубья наклонены под некоторым углом к образующей делительного цилиндра, но оси колес являются при этом параллельными. Косозубое эвольвентное колесо имеет теоретически точные эвольвентные профили в торцовых сечениях. Это обеспечивает торцовую картину зацепления в косозубой передаче, совпадающую по характеру с зацеплением прямозубых эвольвентных передач. Расчет геометрических параметров косозубых эвольвентных передач производится по аналогичным формулам, что и для прямозубых, только в них необходимо подставлять торцовые значения модуля и коэффициентов высоты головки зуба и радиального зазора

Угол наклона линии зуба назначают в пределах для шевронных колес < С увеличением угла наклона увеличивается плавность зацепления и нагрузочная способность передачи.Относительная продолжительность зацепления косых зубьев в осевом сечении характеризуется осевым коэффициентом перекрытия

где ширина венца (для шевронного колеса ширина полушеврона).Рекомендуется принимать ≥ 1,1.Для выбора модуля передач редукторного типа используют следующие эмпирические зависимости:при твердости менее 350HB ;при твердости шестерни более 45НRC и колеса менее 350HB ;при твердости зубьев шестерни и колеса более 45HRC Меньшие значения принимаются для колес, работающих в продолжительном режиме с малыми перегрузками, высокими скоростями, большие – при возможности абразивного изнашивания, значительных перегрузках, средних скоростях и кратковременных режимах работы [10].С уменьшением модуля растет число зубьев и плавность хода, уменьшаются потери на трение, но понижается сопротивление изгибной усталости, возрастает чувствительность к концентрации нагрузки. С увеличением модуля колеса дольше противостоят абразивному изнашиванию, могут более длительное время работать после начала усталостного изнашивания активных поверхностей зубьев.При выборе числа зубьев шестерни следует придерживаться определенных рекомендаций. Для несмещенных прямозубых колес Для редукторов рекомендуется принимать первая ступень, последующие ступени. В случае увеличения понижается интенсивность шума, поэтому для быстроходных передач рекомендуется

17.Зубчатые передачи:силы зацепления цилиндрическихпередач и расчет на прочность.

При расчетах зубчатых передач обычно задаются мощностью (кВт) на шестерне или на колесе и частотой вращения или () соответственно. Скручивающий момент (Н, действующий на шестерни, определяется по формуле: Тогда скручивающий момент на зубчатом колесе или При определении усилий в зубчатом зацеплении пренебрегаем силами трения, возникающими на активных поверхностях зубьев . Тогда силы, возникающие между соприкасающимися зубьями, будут нормальны к их активным поверхностям. Считая, что нормальные силы равномерно распределены по длине контактных линий, заменяем их сосредоточенной нормальной силой , действующей в среднем сечении зуба,и равная где: контактное напряжение; площадь поверхности контакта.Шевронные зубчатые колеса подобны сдвоенным косозубым колесам с противоположным направлением зубьев. В этом случае осевые усилия на обоих полушевронах одинаковы по величине и противоположны по направлению, поэтому их результирующая равна нулю. Однако для того, чтобы компенсировать неравномерность распределения нагрузки между шевронами, возникающую вследствие неточности изготовления колес и монтажа передачи, необходимо вал одного из зубчатых колес выполнять подвижным в осевом направлении.Расчеты на прочность цилиндрических передачПроверочные расчеты на прочность зубчатых колес выполняются для известных размеров передачи и действующих нагрузок с целью определения нагрузочной способности.Расчет производится для менее прочного из зубчатых колес передачи.Расчет на контактную прочностьРасчет на контактную прочность служит для предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев и является обязательным для закрытых зубчатых передач.Условие прочностигде допускаемое контактное напряжение.

Расчетное контактное напряжение ,МПа, при контакте зубьев в полюсе зацепления, без учета дополнительных нагрузок (, определяется по формуле :где: - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; удельная расчетная сила; делительный диаметр шестерни; передаточное число.