курсред
.pdf
5.Уточнение (в случае необходимости) марок сталей или параметров зацепления по результатам расчета.
6.Определение межосевого расстояния awБ быстроходной ступени, формула (14),
табл. 5. Для соосного редуктора расчет awБ не требуется, т.к. awБ = awТ .
7.Ориентировочное определение модуля зацепления m для быстроходной сту-
пени, формула (15) табл.6.
8.Определение параметров зацепления быстроходной ступени, раздел 6.
9.Проверочный расчет быстроходной ступени по контактным напряжениям, формула (16) и напряжениям изгиба, формула (17).
10.Уточнение (в случае необходимости) марок сталей или параметров зацепления по результатам расчета.
11.Определение окружной Ft T и радиальной Fr T составляющих силы в зацеп-
лении для тихоходной, а также окружной Ft Б, радиальной Fr Б и осевой Fа
составляющих для быстроходной ступеней.
3. РАСЧЕТ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ ДЛЯ ТИХОХОДНОЙ awТ
И БЫСТРОХОДНОЙ awБ СТУПЕНЕЙ
По условию контактной прочности, мм
T1KHβ |
|
|
|
aw ³ Ka (u +1) 3 ψ bau[σ H |
]2 |
, |
(14) |
где K a = 490(H 
мм2 )1 3 - для прямозубых колес;
K a = 430(H 
мм2 )1 3 - для косозубых колес в диапазоне β = 10...15° ;
Т1 - вращающий момент на валу шестерни, Нм (для тихоходной ступени
Т1 = Т П , для быстроходной ступени Т1 = Т Б );
11
K H β - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (рис.3) в зависимости от ψbd – выбранного коэффициента ширины колеса
bw |
относительно |
диаметра шестерни ψbd |
=bw /dw, целесообразно выбирать |
ψ bd |
= 0,9K1,1 для тихоходной ступени и ψ bd |
= 0,7K0,9 – для быстроходной; |
|
|
ψ bа = 2ψ bd |
(u +1) – коэффициент ширины колеса относительно межосе- |
|
вого расстояния (ψ ba = bw 
aw ).
Полученное значение aw округляют до ближайшего стандартного по табл.5, предпочитая первый ряд второму.
Таблица 5
|
|
Межосевые расстояния, мм (по СТ СЭВ 229-75) |
|
|
|||||||
I ряд |
40 |
50 |
63 |
80 |
100 |
125 |
160 |
200 |
250 |
315 |
400 |
II ряд |
- |
- |
71 |
90 |
112 |
140 |
180 |
224 |
280 |
355 |
- |
|
|
1,5 |
KHβ |
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,4 |
|
|
|
|
|
2 |
|
|
НВ>350 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
1,3 |
|
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
НВ≤350 |
|
|
|
1,2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,0 |
|
|
|
|
|
|
|
ψbd |
|
|
|
0,2 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1,0 |
1,2 |
1,4 |
1,6 |
|
|
Рис.3. График для определения коэффициента K H β для различных
редукторов: 1– быстроходная ступень несоосного редуктора; 2– тихоходная ступень соосного редуктора; 3– быстроходная ступень соосного редуктора и несоосного с фланцевым двигателем, тихоходная ступень несоосного редуктора с фланцевым двигателем
12
|
|
4. РАСЧЕТ МОДУЛЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ |
|
||||
По условию изгибной прочности, мм |
|
||||||
|
|
|
|
m ≥ (wF t /[σF])·YFYε , |
(15) |
||
где wFt - удельная окружная нагрузка, |
Н мм . |
|
|||||
Для предварительных расчетов |
|
|
|
||||
w = (1,3Т |
(u +1) ×103 {а2 y |
ba |
})× K |
Fβ |
, |
|
|
Ft |
1 |
ω |
|
|
|
||
где Т1 - крутящий момент на валу шестерни, Н.м (для тихоходной ступени
Т1= ТП, для быстроходной ступени – |
Т1 = ТБ); |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
K Fβ - |
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине |
||||||||||||||
зуба (по графику на рис.4 |
для тех же значений ψ bd |
и номеров кривых, что и |
||||||||||||||
при определении K H β |
по рис.3); |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
Y F - коэффициент формы зуба, предварительно принимают Y F = 3,6 |
для |
||||||||||||||
колеса и Y F |
= 4,0 для шестерни; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
Y ε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых ко- |
|||||||||||||||
лес Y ε = 1,0 , для косозубых Y ε = 0,8 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
Полученное значение модуля |
увеличивают до стандартного по табл.6. с |
||||||||||||||
учетом требований разделов 5 и 6. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 6 |
||
|
|
|
|
Модули зацепления, мм (по СТ СЭВ 310-76) |
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
I ряд |
|
1,0 |
|
- |
1,5 |
|
2,0 |
2,5 |
|
3,0 |
|
4,0 |
5,0 |
6,0 |
|
8,0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
II ряд |
|
1,25 |
|
1,375 |
1,75 |
|
2,25 |
2,75 |
|
3,5 |
|
4,5 |
5,5 |
7,0 |
|
9,0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
13
1,7 |
KFβ |
|
НВ≤350 |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
1 |
1,6 |
|
1,6 |
|
|
|
|
|
|
|
1,5 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
1,5 |
|
|
|
|
|
|
|
2 |
1,4 |
1,4 |
|
|
|
|
|
|
|
1,3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
1,3 |
|
|
|
|
|
|
|
3 |
1,2 |
1,2 |
|
|
|
|
|
|
|
1,1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
1,1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
1,0 |
1,0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,9 |
0,9 |
|
|
|
|
|
|
|
ψbd |
0,8 |
0,8 |
|
|
|
|
|
|
|
0,7 |
|
0,2 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1,0 |
1,2 |
1,4 |
1,6 |
||
KFβ |
|
НВ>350 |
|
1 |
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
ψbd |
0 |
0,2 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1,0 |
1,2 |
1,4 |
Рис.4. График для определения коэффициента K Fβ
5.РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
5.1.Расчет без смещения исходного контура при нарезании
Расчет без смещения можно выполнить только в том случае, когда сум-
марное число зубьев zΣ отвечает условию zΣ = 2aw 
m , при этом zΣ - целое чис-
ло. В этом случае суммарный коэффициент смещения xΣ = 0 , диаметры дели-
тельных окружностей колеса и шестерни d1 и d2 совпадают с диаметрами на-
чальных окружностей dw1 и dw2 соответственно, а угол зацепления α w = α = 20° .
Число зубьев шестерни z1 = zΣ 
(u +1) (округляют до целого числа и
сравнивают с zmin по табл.7, при этом z1 ≤ 25 ), колеса z2 = zΣ − z1 .
Диаметры делительных и начальных окружностей шестерни и колеса d1 = dw1 = mz1 , d2 = dw2 = mz2 ; диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса dа1 = d1 + 2m , dа2 = d2 + 2m ; диаметры окружностей впадин зубьев шес-
терни и колеса d f 1 = d1 - 2,5m , d f 2 = d2 − 2,5m ; рабочая ширина венца колеса bω =ψ ba × aw (округлить до стандартного линейного размера).
14
5.2.Расчет со смещением исходного контура
Втех случаях, когда суммарное число зубьев по условию zΣ = 2aw 
m по-
лучается дробным, zΣ необходимо округлить до целого, а передачу выполнить со смещением. При округлении zΣ в меньшую сторону смещение будет поло-
жительным (zΣ > 0), а в большую - отрицательным (zΣ < 0). Положительное смещение предпочтительнее, т.к. передача при этом обладает большей нагрузочной способностью.
Тогда угол зацепления α w = arccos[(mzΣ 
2aw )cosα ], рад (с точностью до третьего знака), где α = 20° = 0,349 рад.
Коэффициент суммы смещений xΣ = [(invα w - invα )
(2tgα )]× zΣ ,
где invα w = tg(α w ) -α w ; invα = 0,0149 .
Разбивку хΣ = х1 + х2 выполняют в соответствии с рекомендациями табл.7.
Таблица 7 Разбивка коэффициента суммы смещений прямозубых передач
хΣ |
х1 |
|
|
|
х2 |
|
zmin |
0 |
0 |
|
|
|
0 |
|
17 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0 |
+ 0,3 |
|
|
|
- 0,3 |
|
13 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0…0,5 |
хΣ |
|
|
|
0 |
17 |
- 16 х1 |
0,5…1,0 |
0,5 |
|
|
|
хΣ - 0,5 |
|
9 |
Число зубьев шестерни z1 = zΣ |
( |
|
) |
, но не ниже zmin |
(табл.7) |
и не выше |
|
|
u +1 |
||||||
25, число зубьев колеса z2 = zΣ − z1 ; делительный диаметр шестерни d1 = mz1,
колеса d2 = mz2 ; начальный диаметр шестерни dw1 = 2aw 
(z2 
z1 +1), колеса dw2 = 2aw - dw1 ; диаметр окружности впадин зубьев шестерни
d f 1 = d1 - 2m(1,25 - x1 ) , колеса d f 2 = d2 - 2m(1,25 - x 2 ) ; диаметр окружности
15
вершин зубьев шестерни da1 = 2aw − d f 2 − 0,5m , колеса da 2 = 2aw − d f 1 − 0,5m ; ра-
бочая ширина венца bw =ψ ba aw (округлить до стандартного линейного размера).
6. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ (БЕЗ СМЕЩЕНИЯ)
Предварительное число зубьев: zΣ = 2aw ×cos 12°
mn , где mn - нормальный модуль, вычисленный по формуле (15) и выбранный по табл.6.
Полученное значение zΣ округляют до ближайшего целого.
Точное значение угла наклона зубьев β = arccos(mn zΣ 
2aw ) . Если полу-
ченное значение β выходит за пределы 8...20° , то следует изменить zΣ .
Число зубьев шестерни z1 = zΣ 
(u +1) ³ 14 , для несоосного редуктора не выше 25, а для соосного редуктора не выше 30, колеса z2 = zΣ − z1 ; диаметры делительной и начальной окружностей шестерни d1 = dw1 = mn z1 
cos β , колеса
d2 = dw2 = mn z2 |
cos β ; |
диаметры окружностей |
вершин зубьев шестерни |
dа1 = d1 + 2mn , |
колеса |
dа2 = d2 + 2mn ; диаметры |
окружностей впадин зубьев |
шестерни d f 1 = d1 - 2,5mn , колеса d f 2 = d2 - 2,5mn ; рабочая ширина венца коле-
са bω = yba × aω (округлить до стандартного линейного размера).
Примечание: все диаметры считать с точностью до 0,01 мм.
7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ТИХОХОДНОЙ И БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНЕЙ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ
Необходимое условие прочности:
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
σ H |
= Z M × Z H × Zε |
wHt |
(u +1) |
£ [σ H ], |
(16) |
||||
|
|
|
|
|
|
|
dw1u |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Епр |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где |
Z M = |
π (1- μ 2 ) |
– |
коэффициент материала, для стальных колес |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Z M |
= 271 Н мм2 ; Z H |
= |
|
2 cos2 β |
|
– |
коэффициент геометрии, для прямозубых ко- |
|||||||||
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
sin 2α w |
|
|
|
|
|
|
|
||
16
лес Z H = |
2 (sin 2α w ) , для косозубых колес – |
Z H = 1,76cos β ; Zε – |
коэффици- |
||||||||||||||||||
ент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес Zε = |
(4 -εα ) 3 ; |
||||||||||||||||||||
для косозубых – |
Zε |
=1 |
εα . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
eα = eα1 + eα2 |
– |
коэффициент торцового перекрытия, εα1 = z1 (tgα a1 - tgαtw ) |
(2π ), |
||||||||||||||||||
εα 2 = z2 (tgα a 2 - tgαtw ) (2π ); α a |
– угол профиля в вершине зубьев, |
|
|
|
|||||||||||||||||
|
αa1 = arccos(d1 cos20° da1) , |
aa2 = arccos(d2 cos20° da2 ),αtw |
– угол зацепле- |
||||||||||||||||||
ния в торцовом сечении, для прямозубых колесαtw = aw , для косозубых колес |
|||||||||||||||||||||
αtw = arctg(tg 20° |
cos β ); wHt = |
2T ×103 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
1 |
|
|
× KHα × KHβ × K HV |
– |
удельная расчетная окруж- |
|||||||||||||||
dw1 |
×bw |
||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
ная нагрузка, Н/мм; K H α – |
коэффициент распределения нагрузки между зубья- |
||||||||||||||||||||
ми, для прямозубых колес K H α = 1,0 , для косозубых – |
по графику (рис. 5) в за- |
||||||||||||||||||||
висимости от скорости V = 0,5ω d |
w1 |
×10−3 |
м с и степени точности; K |
H β |
– тот же, |
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
что и в расчете по формуле (14); K H V - коэффициент, учитывающийдинамическую |
|||||||||||||||||||||
нагрузкувзацеплении, зависитотскоростиV иотстепениточности(аналогичнокоэффици- |
|||||||||||||||||||||
енту K H α ), определяетсяпотабл. 8. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
1,12 |
KHα |
|
|
|
|
|
|
8 |
|
|
|
1,30 |
KFα |
|
|
|
|
|
8 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
1,10 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,25 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,08 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,20 |
|
|
|
|
|
|
|
7 |
|
1,06 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
7 |
1,15 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,04 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,10 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,02 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,05 |
|
|
|
|
|
|
|
V,мс |
|
1,00 |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
6 |
|
7V, мс1,00 |
0 |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|||
Рис.5. График определения коэффициента распределения нагрузки между зубь- |
|||||||||||||||||||||
ями для 7 и 8-й степеней точности (по ГОСТ 21354-75) |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
17
Зависимость коэффициента K H V
Таблица 8 от окружной скорости
Степень |
Твер- |
Вид зубьев |
|
K H V при V , м с |
|
|
|||
точно- |
дость |
|
|
|
|
|
|
|
|
сти |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
2 |
4 |
6 |
|
8 |
10 |
7-я |
НВ≤ 350 |
Прямозубые |
1,04 |
1,07 |
1,14 |
1,21 |
|
1,29 |
1,36 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Косозубые |
1,02 |
1,03 |
1,05 |
1,06 |
|
1,07 |
1,08 |
|
НВ> 350 |
Прямозубые |
1,03 |
1,05 |
1,09 |
1,14 |
|
1,19 |
1,24 |
|
|
Косозубые |
1,00 |
1,01 |
1,02 |
1,03 |
|
1,03 |
1,04 |
8-я |
НВ≤ 350 |
Прямозубые |
1,04 |
1,08 |
1,16 |
1,24 |
|
1,32 |
1,4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Косозубые |
1,01 |
1,02 |
1,04 |
1,06 |
|
1,07 |
1,08 |
|
НВ> 350 |
Прямозубые |
1,03 |
1,06 |
1,1 |
1,16 |
|
1,22 |
1,26 |
|
|
Косозубые |
1,01 |
1,01 |
1,02 |
1,03 |
|
1,04 |
1,05 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 9 |
|
|
Зависимость коэффициента K FV |
от окружной скорости |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Степень |
Твер- |
Вид зубь- |
|
|
K FV при V , м с |
|
|
|
||
точности |
дость |
ев |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
2 |
4 |
6 |
|
8 |
10 |
|
7-я |
НВ≤ 350 |
Прямозубые |
1,08 |
1,16 |
1,33 |
1,50 |
|
1,67 |
1,80 |
|
|
|
Косозубые |
1,03 |
1,06 |
1,11 |
1,16 |
|
1,22 |
1,27 |
|
|
НВ> 350 |
Прямозубые |
1,03 |
1,05 |
1,09 |
1,13 |
|
1,17 |
1,22 |
|
|
|
Косозубые |
1,01 |
1,02 |
1,03 |
1,05 |
|
1,07 |
1,08 |
|
8-я |
НВ≤ 350 |
Прямозубые |
1,10 |
1,20 |
1,38 |
1,58 |
|
1,78 |
1,96 |
|
|
|
Косозубые |
1,03 |
1,06 |
1,11 |
1,17 |
|
1,23 |
1,29 |
|
|
НВ> 350 |
Прямозубые |
1,04 |
1,06 |
112 |
1,16 |
|
1,21 |
1,26 |
|
|
|
Косозубые |
1,01 |
1,02 |
1,03 |
1,05 |
|
1,07 |
1,08 |
|
При σH > [σH ] по формуле (16) следует повысить [σH ] , выбрав другую марку стали и термообработку, или изменить параметры, увеличив bω или аω ,
предварительно убедившись в правильности расчетов, для чего сравнить расчет по формуле (16) с расчетом по формуле (14) и выяснить причину расхождений.
18
При sH << [sH ] (в основном для быстроходной ступени соосного редук-
тора) после проверки sF < [sF ] по формуле (17) целесообразно уменьшить bω (соответственно ψ ba и K H β ) для снижения металлоемкости редуктора.
8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ТИХОХОДНОЙ И БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНЕЙ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА
Необходимое условие прочности:
|
|
|
sF |
= Y F ×Yβ ×Y ε |
wFt |
£ [sF ], |
(17) |
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
mn |
|
||
где wFt = |
|
2T ×103 |
× K Fα × K Fβ × K FV |
– удельная расчетная окружная нагрузка, Н/мм; |
||||
1 |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
dw1 ×bw |
|
|
|
|
|
|
K Fα |
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямо- |
|||||||
зубых колес K Fα = 1,0 , для косозубых – по графику (рис. 5) аналогично K H α |
||||||||
для формулы (16); K Fβ - то же, что и в расчете по формуле (15); K FV |
- коэффи- |
|||||||
циент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, по табл. 9; Y F - ко-
эффициент формы зуба по табл.10; Y β - коэффициент, учитывающий угол на-
клона зубьев β , Y β = 1 - Y ε - коэффициент, учитывающий перекрытие
зубьев, для прямозубых колес Y ε = 1,0 , для косозубых Y ε = 1
eα ( eα – то же, что и при определении Z ε в формуле (16)).
При невыполнении условия (17) следует увеличить модуль зацепления без изменения aw , за счет уменьшения z1 и z2 . Значение sH при этом не изме-
нится. При σF << [σF] корректировка модуля в сторону уменьшения нецеле-
сообразна.
19
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 10 |
||
Зависимость коэффициента формы зуба Y F |
от приведенного числа зубьев |
||||||||||||||
|
|
Z v = Z cos3 β и коэффициента смещения х |
|
|
|
|
|||||||||
Коэффици- |
|
|
|
|
Y F при Zv = |
Z |
cos |
3 |
β |
|
|
|
|
||
ент смеще- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
ния х |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
12 |
14 |
17 |
20 |
25 |
30 |
40 |
|
50 |
|
60 |
80 |
100 |
200 |
|
0.8 |
2.9 |
3.0 |
12 |
3.10 |
3.19 |
3.21 |
3.3 |
|
3.33 |
3.39 |
3.41 |
3.49 |
3.56 |
3.63 |
|
0.7 |
3.12 |
3.14 |
3.18 |
3.2 |
3.23 |
3.3 |
3.35 |
|
3.39 |
3.41 |
3.42 |
3.5 |
3.56 |
3.63 |
|
0.6 |
3.3 |
3.3 |
3.3 |
3.31 |
3.32 |
3.33 |
3.4 |
|
3.41 |
3.42 |
3.43 |
3.5 |
3.57 |
3.63 |
|
0.5 |
4.46 |
3.42 |
3.40 |
3.39 |
3.39 |
3.40 |
3.42 |
|
3.42 |
3.43 |
3.44 |
3.56 |
3.58 |
3.63 |
|
0.4 |
3.68 |
3.6 |
3.53 |
3.50 |
3.48 |
3.45 |
3.45 |
|
3.46 |
3.46 |
3.50 |
3.58 |
3.59 |
3.63 |
|
0.3 |
3.9 |
3.78 |
3.68 |
3.61 |
3.58 |
3.53 |
3.50 |
|
3.50 |
3.55 |
3.57 |
3.60 |
3.6 |
3.63 |
|
0.2 |
|
4.0 |
3.82 |
3.74 |
3.68 |
3.61 |
3.59 |
|
3.58 |
3.58 |
3.58 |
3.60 |
3.60 |
3.63 |
|
0.1 |
|
|
4.08 |
3.91 |
3.79 |
3.70 |
3.62 |
|
3.6 |
3.6 |
3.61 |
3.61 |
3.61 |
3.63 |
|
0.0 |
|
|
4.3 |
4.1 |
3.72 |
3.80 |
3.72 |
|
3.64 |
3.62 |
3.61 |
3.61 |
3.61 |
3.63 |
|
- 0.1 |
|
|
|
4.3 |
4.06 |
3.70 |
3.78 |
|
3.67 |
3.69 |
3.64 |
3.64 |
3.62 |
3.63 |
|
- 0.2 |
|
|
|
|
4.22 |
4.10 |
3.83 |
|
3.75 |
3.73 |
3.65 |
3.65 |
3.62 |
3.63 |
|
- 0.3 |
|
|
|
|
4.45 |
4.33 |
3.93 |
|
3.81 |
3.75 |
3.69 |
3.69 |
3.63 |
3.63 |
|
9. РАСЧЕТ СОСТАВЛЯЮЩИХ УСИЛИЙ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
Определение составляющих усилий в зацеплении требуется для дальнейших расчетов при проектировании корпуса, подшипников и валов редуктора.
Для тихоходной ступени (прямозубой):
|
= |
2T ×103 |
|
|
||
FtT |
п |
|
– |
окружная сила, Н; |
||
d w1 |
||||||
|
|
|
|
|||
FrT = FtT ×tgα w |
– |
радиальная сила, Н. |
||||
Для быстроходной ступени (косозубой):
FtБ = 2TБ ×103 – окружная сила, Н; d1Б
20