Проектный расчет зубчатых передач на персональных компьютерах методические указания (стр. 10 из 13)
Расчетная ширина зубчатого венца
, 
.Из двух значений выбирают большее и округляют по ГОСТ 6636-69 (таблица П.2), идентифицируется как BW0.
Далее расчет выполняют аналогично расчету цилиндрических передач, прямозубых или косозубых. При этом недогрузка передачи не ограничивается снизу, то есть условие прочности (п. 10.5) имеет вид:
.2. Быстроходная ступень - косозубая, тихоходная – прямозубая.
В этом случае по технологическим и экономическим соображениям целесообразно выбирать модуль колес быстроходной ступени равный модулю, принятому при расчете тихоходной ступени. Остальные параметры зубчатых колес рассчитывают в следующем порядке.
Расчетная ширина зубчатого венца
, 
.Из двух значений выбирают большее и округляют по ГОСТ 6636-69 (таблица П.2), идентифицируется как BW0.
При выборе модуля первоначально назначают угол наклона зубьев
(идентифицируется как ВЕТА1). Затем определяют суммарное число зубьев 
. Рассчитанное значение округляют до ближайшего меньшего целого числа. Принятое значение 
идентифицируется как ZETE. Далее рассчитывают число зубьев шестерни 
. Полученное число округляют до ближайшего целого числа (идентификатор - ZET1), причем 
, должно быть больше минимального числа зубьев 
. 
.Если условие выполняется, то рассчитывают окончательное значение угла наклона зубьев
(идентификатор - BETA) и число зубьев колеса 
. 
, 
.Далее расчет выполняют аналогично расчету цилиндрических косозубых передач, начиная с п. 8. При этом недогрузка передачи не ограничивается снизу, то есть условие прочности (п. 10.6) имеет вид:
.2.5. РАСЧЕТ ТРЕХОСНЫХ РЕДУКТОРОВ С РАЗДВОЕННОЙ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНЬЮ
Вне зависимости от типа редуктора (9, 10, 11) расчет быстроходной ступени выполняют по методике расчета косозубой цилиндрической передачи. Однако поскольку ступень (рис. 1.4) состоит из двух пар колес (двух элементарных передач, включенных в поток преобразуемой механической энергии параллельно), очевидно, каждая пара зубчатых колес передает половину мощности (половину крутящего момента) и должна иметь в два раза меньший коэффициент расчетной ширины зубчатого венца, то есть при выполнении расчета принимают
, 
.Кроме того, угол наклона зубьев
выбирают в пределах 25° … 40°, так как эти простейшие передачи, по существу, образуют шевронную передачу, а коэффициент торцевого перекрытия рассчитывают по формуле:  | 2.5.1 |
Тихоходные ступени редукторов типов 9 и 10 рассчитывают по методике расчета цилиндрических передач, прямозубой или косозубой. Тихоходная ступень редуктора типа 11 представляет собой шевронную передачу (1.3 е). Расчет ее выполняют по методике расчета цилиндрических косозубых передач, назначая угол наклона зубьев
в пределах 25° … 40° и рассчитывая 
по формуле 2.5.1.3. РАСЧЕТ УСИЛИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
Для удобства выполнения расчетов валов и подшипниковых узлов, усилие, действующее в зоне контакта зубьев
, представляют в виде составляющих, в общем случае действующих по трем взаимно-перпендикулярным направлениям: по касательной к начальным окружностям - окружной силы 
, по радиусу - радиальной сил 
, параллельно оси зубчатых колес - осевой силы 
.  | 3.1 |
Для определения составляющих усилия
в цилиндрической косозубой передаче используют формулы 3.2, а в коническое прямозубой передаче - 3.3.  | 3.2 |
 | 3.3 |
В формулах 3.1, 3.2 и 3.3
- момент на шестерне пары зубчатых колес, образующих элементарную передачу. Это особенно важно иметь введу, рассчитывая составляющие в ступенях редукторов с раздвоенной ступенью или составленных из шевронных колес, так как в этом случае моменты на валу и на шестерне не совпадают.4. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
Проектируя двухступенчатый редуктор, выполняют ориентировочный расчет промежуточного и выходного валов. Радиальные размеры выходного валов назначают с учетом размеров промежуточного вала и вала электродвигателя.
Ориентировочный расчет валов представляет собой один из этапов расчета валов. При этом из расчета на кручение определяют диаметр той ступени вала, на которую насаживают зубчатое колесо. Снижение прочности вала вследствие действия изгибающих напряжений учитывают уменьшением допускаемых напряжений на кручение. Доля изгибающих напряжений меняется в зависимости от осевых размеров вала, количества зубчатых колес, размещенных на валу, и взаимного направления внешних сил, возникающих в зацеплении зубчатых колес. Совокупное влияние перечисленных факторов на долю изгибающих напряжений можно учесть выбором различных значений пускаемых напряжений при выполнении ориентировочных расчетов валов различных по типу редукторов.
 | 4.1 |
где
, 
- диаметры ступеней под зубчатыми колесами соответственно для промежуточного и выходного валов; 
, 
- моменты, передаваемые соответственно промежуточным и выходным валами (идентификаторы ТТ1 к TT2); 
- коэффициент, зависящий от величины допускаемых напряжений кручения и предполагаемой доли изгибающих напряжений; выбирают из таблицы 4.1. | Таблица 4.1 | |||
| Значение коэффициентов | |||
| Вал редуктора | Тип редуктора | ||
| 1 … 2 | 3 … 5 | 6 … 11 | |
| Промежуточный | 6.8 | 6.6 | 7.0 |
| Выходной | 5.9 | ||
Значения
принятие по ГОСТ 6636-69 (таблица П.2). идентифицируются как DB2 и DB3.