КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ.




Их назначение передавать вращение под углом, чаще всего с углом пересечения осей . В ЛА получили распространение КЗП с прямыми и круговыми зубьями; последние имеют в 1,5 раза большую несущую способность при тех же габаритах. КЗП выполняют с различными осевыми формами зубьев. Рассмотрим пропорционально понижающиеся зубья, где вершины делительного конуса и конуса впадин сходятся в одной точке. Геометрические параметры подобной передачи с прямыми зубьями показаны на рис.7.

Кинематика и геометрия.

Делительные диаметры в торцевом и среднем сечении определяют из равенств

,

где z – число зубьев; mtm, mre – средний и внешний торцевые модули; =0,25...0,35 – относительная ширина зубчатого венца.

Для колёс с прямым зубом стандартизован внешний торцевой модуль mte. Величины внешнего Re и среднего Rm конусных расстояний находят по формулам

, . (а)

Внешний диаметр вершин зубьев в торцевом сечении

,

где δ – угол делительного конуса колеса.

Высота головки hae и ножки hfe прямого зуба hae=mte, hfe=1,2mte.

Передаточное число конической передачи

.

При =90о u=tgδ2=ctgδ1. Этим соотношением и пользуются при заданном u для вычисления углов δj.

Углы головки и ножки зуба находят по формулам:

.

Отсюда, углы конуса вершин и впадин равны:

.

В отличие от ЦЗП область высотного корригирования для КЗП расширена. Поэтому внешний диаметр и высоту головки зуба определяют так:

.

Профиль зубьев конических колёс близок к эвольвентному профилю цилиндрического прямозубого колеса. Диаметр начальной окружности и число зубьев эквивалентного колеса равны:

.

Передаточное отношение эквивалентной передачи

.

Расчёт на прочность КЗП.

На рис.8 показано распределение сил на контакте в КЗП. В зацеплении прямозубой передачи действуют Ft

окружная, Fr–радиальная и Fa–осевая силы. Раскладывая нормальную силу Fn на Ft и Fr*, а Fr*- на Fa и Fr, имеем:

, или

.

Направление сил на другом колесе – противоположное.

Особенность расчёта на прочность конических колёс состоит в том, что их основные параметры определяются для эквивалентного прямозубого цилиндрического колеса. При вычислении контактных напряжений в зубе шириной bw=

=b1=b2 удельная расчётная окружная сила равна

.

При определении коэффициента динамичности в удельной окружной динамической силе значения δH, g0 и wv находят также как для ЦЗП.

.

Контактные напряжения рассчитывают по формуле

,

где ZH=2,5cosβm (при ).

Условие контактной прочности . При перегрузке не более 10...15% можно увеличить ширину венца bw, но в сторону внутреннего торца; при этом Re не изменится. В противном случае надо перейти на ближайший больший стандартный модуль и повторить расчёты.

Конусное расстояние Re вычисляют по формуле

.

Из равенства (а) находим торцевой внешний модуль

и округляем его до ближайшего стандартного значения.

Далее определяем основные геометрические характеристики

При вычислении напряжений изгиба удельная окружная сила равна

.

Окружная динамическая сила при учёте динамики нагружения

, δF=0,016.

Напряжения изгиба вычисляют аналогично как для цилиндрического колеса по среднему торцевому модулю.

.

Условие прочности зубьев конической шестерни или колеса на изгиб

.

Лекция 8.

ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ.



Поделиться:




Поиск по сайту

©2015-2024 poisk-ru.ru
Все права принадлежать их авторам. Данный сайт не претендует на авторства, а предоставляет бесплатное использование.
Дата создания страницы: 2019-05-25 Нарушение авторских прав и Нарушение персональных данных


Поиск по сайту: