Передаточное число

Является частным случаем передаточного отношения может быть выражено следующим образом:

U= ,

где n , n - частота вращения, об/мин;

T ,T - крутящие моменты, передаваемые соответственно шестерней и

колесом, Нм;

η - КПД одной ступени зубчатой передачи:

для закрытых цилиндрических передач η =0,97-0,98;

для открытых цилиндрических передач η =0,95-0,96.

В закрытых передачах (редукторах) величину передаточного числа одной ступени нерационально принимать более 8-10. Номинальные передаточные числа зубчатых передач редукторов должны соответствовать ГОСТ 13733-77.

3.3 Модуль (расчетный) т.

По величине для редукторов и открытого типа передач должен соответствовать ГОСТ 9563-80. При ориентировочной оценке величины модуля т можно использовать зависимость:

m= (0,01…0,02) a .

Величина т согласуется со стандартом, для силовых передач рекомендуется m≥ 2. Для окончательного выбора величины модуля необходимо проверить его по условию выносливости зубьев при изгибе σ . Если расчетное значение напряжения изгиба превышает допускаемое > , то необходимо модуль увеличить или принимают зубчатые колеса со смещением.

3.4. Ширина венца зубчатого колеса b.

Численно выражается через межосевое расстояние передачи a эмпирической зависимостью:

b=ψ a ,

где ψ - коэффициент ширины венца зубчатого колеса по межосевому расстоянию регламентирован по ГОСТ- 16532-85 и должен соответствовать: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,28; 0,315; 0,4; 0,65; 0,5; 0,8; 1,25.

При выборе учитывается тип и степень точности передачи, характер, нагрузки, жесткость опор, расположение колес относительно опор и кинематическая схема редуктора.

Рекомендуется применять для редуктора с прямозубыми и косозубыми колесами ψ ⁼ 0,3-0,5, с шевронными ψ > 0,5, для редукторов с раздвоенными ступенями ψ <0,3.

Значение ширины венца зубчатых колес округляется до ближайшего числа из ряда Ra20 по ГОСТ. При расчете передач открытого типа ширина венца зубчатого колеса выражается через модуль т:

b=ψ m

где ψ - коэффициент ширины венца зубчатого колеса по модулю, принимают ψ ⁼10...12.

3.5. Число зубьев шестерни Z , и колеса Z .

Удобно выбирать через их суммарное значение Σ Z = Z + Z

При выборе Z надо иметь ввиду, что с увеличением Z при заданном значении межосевого расстояния:

а) уменьшается вес зубчатой передачи;

б) динамические нагрузки при неустанном режиме;

в) потери от трения зацепления, вместе с тем снижается изгибная прочность зубьев.

С увеличением потерь от трения в зацеплении не только снижается КПД зубчатой передачи но, вследствие выделения большого количества тепла происходит разжижение смазки и выжимание ее из зацепления. В результате снижается износостойкость передачи и появляется склонность к заеданию. Поэтому в современных скоростных передачах принимают колеса с большими значениями Z. При расчете зубчатой передачи Z. выбирается методом последовательных приближений. Начинают этот выбор с наименьшей величины Z. Условия минимального числа зубьев шестерни, свободного от подрезания определяются: Z ≥ Z = 14…17

Затем после проверочного расчета зубьев на выносливость при изгибе, если σ << σ значение Z, можно увеличить с целью повышения качества зацепления и передачи в целом.

Наибольшее значение Z, обычно принимают порядка 100... 150.

Тогда при допустимом Z числе зубьев колеса получается достаточно U большое и из числа рекомендуемых, передаточное число одной ступени редуктора:

U= =8…10

По известной сумме числа зубьев Z и передаточному числу ступени U числа зубьев шестерни Z и колеса Z , определяют следующим образом:

Z + Z =Z ,

Z =U Z ,

Z + U Z =Z ,

Z = ;

Решая два уравнения, находим:

Z = ; Z = Z - Z .

Рассмотренные параметры связаны между собой зависимостью

a = .

3.6. Угол наклона зуба β.

Не регламентируется. В большинстве конструкций косозубых передач принимается β = 8 -15 . При значениях углов β у косозубых колес обеспечивается достаточная плавность работы передачи при сравнительно небольшом осевом усилии, при котором оказывается возможным применять радиальные подшипники. В шевронных зубчатых колесах ограничение по осевому усилию отпадает, поэтому угол наклона линии зуба принимается β = 25 ÷ 40 , т.е. значи­тельное больше, чем в косозубых. Для обеспечения стандартных значений a ,т точные значения угла β следует определять по формуле:

β= arccros .

Дата добавления: 2015-07-13