2014-02-24
891
Силы взаимодействия между зубьями принято определять в полюсе Pо зацепления (рисунок 7.7). Распределенную по контактным линиям нагрузку в зацеплении заменяют равнодействующей Fn, которая направлена по линии давления (зацепления) NN. Для расчета зубьев валов и опор силу раскладывают на составляющие силы – окружную Ft. и радиальную Fr.
Ft = Fn∙ cos a = 2 ∙ M2 / d2., (7.24)
Fr= Ft ∙ tg a, (25)
где М2 − вращающий момент на колесе,
a = 20° − угол зацепления.
Рисунок 7.7 – Силы в зацеплении
На ведомом валу (колесе) направление силы Ft совпадает с направление вращения, на ведущем – противоположно ему (рисунок 7.8).
В косозубых передачах кроме окружной и радиальной силы возникает еще и осевая составляющая сил Fа
Fа=Ft∙∙tgβ, (7.26)
Рисунок 7.8 – Схема сил в косозубой передаче
Во избежание большой осевой нагрузки на опоры вала применять углы наклона зубьев β >15° не рекомендуется. Оптимально 8°≤ β ≤ 15°.
Для устранения осевых сил применяют шевронные колеса (рисунок 7.9). Угол наклона зубьев β у шевронных колес колеблется в зависимости от межосевого расстояния aω в пределах 25-33°.
|
|
|
Рисунок 7.9 – Шевронные колеса
Расчет косозубых и шевронных передач на прочность производят по формулам, аналогичным формулам для прямозубых колес.
