Особенности расчета цилиндрических косозубых передач

1.

ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА
ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
КОСОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ
Разработал: доцент каф. 202
Ковеза Юрий Владимирович
ауд. 227 МК
khai202.ho.ua
Лектор: ассистент каф. 202
Светличный Сергей Петрович
ауд. 246

2.

Содержание лекции:
1. Преимущества и недостатки.
2. Основные соотношения для колес без смещения.
3. Силы действующие в зацеплении.
4. Проектировочный расчет.
5. Проверочный расчет по контактной прочности.
6. Проверочный расчет по изгибной прочности.

3.

Основные характеристики
В редукторах и приводах авиационных изделий
приблизительно 97% цилиндрических колёс
являются прямозубыми. В основном это
объясняется сложностью изготовления колёс,
опор и корпусов, а также использованием
планетарных и дифференциальных механизмов.
В общем машиностроении используют
примерно 30 % косозубых передач.

4.

Основные характеристики
Преимущества:
– имеют нагрузочную способность
выше, чем прямозубые передачи;
– работают плавно и тише;
– меньшие габариты и масса.
Недостатки:
– наличие осевых сил, которые
увеличиваются с ростом угла наклона;
– сложнее в изготовлении.

5.

Основные соотношения
для колес без смещения
Параметры
Делительный угол профиля
Угол зацепления в нормальном сечении
Делительный угол наклона
Формулы
tg
cos
t arctg
nW arctg tg tW cos
7...20° в косозубых передачах
28...40° в шевронных передачах
Основной угол наклона
Модуль (mn нормальный, обычно, в силу
технологических особенностей, стандартный.
mt – торцовый модуль)
Делительное межосевое расстояние
Делительный диаметр
в arcsin sin cos
mt
d
mn
Z cos
a 0 ,5 m
d
Z 2 Z1
cos
mn Z
cos

6.

Основные соотношения
для колес без смещения
εαPbt
Pn
Pbt
βb
Px
Коэффициент торцового перекрытия
Коэффициент осевого перекрытия
Суммарный коэффициент перекрытия
Эквивалентное число зубьев
bw
1
1
cos
z1 z 2
1 ,88 3 ,2
bw bw sin
b
W sin
px
pn
mn
ZV
Z
cos 3

7.

Силы, действующие в зацеплении
Ft
F
β
Fa
αn
Fn
Fa Ft tg
Fr
2T1 2T2
Ft
dW 1 dW 2
Ft tg W
Fr F tg W
cos

8.

Проектировочный расчет
1. По диаметру начальной окружности шестерни
d w1 K d
T1 K H u12 1
3
bd 2H u12
K d 675
2. По межосевому расстоянию
aw K a ( u 1 )
3
T1 K H
ba u12
2
H
K a 430
;
3. По модулю
m Km
3
T1 K F YFS
1
bd z12 F
K m 11 ,2

9.

Проектировочный расчет
Определение
окружного
модуля
mt
p
Расчёт
нормального
модуля
dw
1
z1
Округление
нормального
модуля до
стандартного
mn = mt cosβ
Расчёт размеров
шестерни
Расчёт окружного
модуля
mt = mnст /cosβ
bW sin
1,1
mn
Проверка условия
Расчёт
параметров
колеса

10. Проверочный расчет по контактной прочности

Расчет косых зубьев на контактную
выносливость по сравнению с прямыми зубьями
имеет две особенности:
1) в определении суммарной длины контактных
линий;
2) в нахождении приведенного радиуса кривизны.
H Z E Z H Z
K H Ft u 1
H
d 1 bW
u

11.

Проверочный расчет по контактной
прочности
ZН - коэффициент, учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев в полюсе
зацепления
ZH
1
cos t
2 cos
tg tw

12.

Проверочный расчет по контактной
прочности
Zε - коэффициент, учитывающий суммарную
длину контактных линий.
Для косозубых колёс при εβ ≥ 1,1
Z
1
εα – коэффициент торцового перекрытия. Для
косозубых передач без смещения
1
1
1,88 3 ,2 cos
z1 z 2

13.

Проверочный расчет по изгибной
прочности
Ft K FYFS
F
Y Y [ ]F
bW m
YFS
13 ,2
x
3 ,47
29 ,7
0 ,092 x 2
zv
zv
где Zv = Z/cos 3β
Y 1
120
0 ,7
Y
1

14. Проверочный расчет по изгибной прочности

Косозубые передачи имеют большую
нагрузочную способность по изгибу зубьев, чем
прямозубые, что объясняется такими факторами:
1. Снижение динамичных нагрузок вследствие большей
многопарности и плавности, которое учитывает
коэффициент динамической нагрузки .
2. Наклон контактных линий к основанию зубьев и
работа зубьев как пластин, что учитывает
коэффициент Y

15. Проверочный расчет по изгибной прочности

3. Утолщение зубьев и уменьшение коэффициента
формы зубьев , который выбирают по
эквивалентному числу зубьев.
4. Лучшие приработка и совместная работа зубьев,
что учитывает коэффициент Y 1
При расчетах зубьев на изгиб стараются
придерживаться равнопрочности зубьев
шестерни и колеса.
F 1 F 2
YFS1
YFS 2