Расчет передачи с зацеплением Новикова на контактную прочность

3.85. Этот расчет производят по аналогичным расчетным формулам на контактную прочность для косых зубьев эвольвентного зацепления {см. шаги 3.60, 3.61), но с учетом их большей нагрузочной способности. На основании опытных данных несущую способность зубьев зацепления Новикова по контактной прочности принимают в 1,75—2 раза больше, чем для эволь-вентных зацеплений.

Вспомните формулы расчета на контактную прочность цилиндрической эвольвентной прямозубой передачи.

3.86. Условия контакта в передачах с зацеплением Новикова отличаются от условий контакта по Герцу (малая разность r₁ и r₂ большие значения ρ₁ и ρ₂). Контактные напряжения приближаются к напряжениям смятия. Рас­чет передач Новикова по контактным напряжениям применяют условно и ведут аналогично расчету с эвольвентным зацеплением.

Для зацепления Новикова коэффициент К_а = 33,6 МПа^|/3, а при расчете эвольвентной передачи К_а = 49,5 ÷ 43 МПа'^/3. Это объясняется тем, что не­сущая способность зубьев с зацеплением Новикова в 1,75—2 раза больше по сравнению с эвольвентными передачами.

Ширина колеса не влияет на прочность зубьев на излом при зацепле­нии Новикова. В передачах с зацеплением Новикова нагрузка, распреде­ленная на площадке контакта, приложена не по всей длине зуба, как это имеет место в эвольвентном зацеплении, а лишь на сравнительно неболь­шом его участке. При этом значительная часть зуба практически ее не вос­принимает. Следовательно, изменение ширины венца колеса b при неиз­менном угле наклона зуба в отличие от эвольвентных колес практически не сказывается на прочности зубьев на излом.

Планетарные зубчатые передачи. Устройство передачи и расчет на прочность

3.87. Передачи, имеющие зубчатые или фрикционные колеса с перемещаю-щимися осями, называют планетарными.

Наиболее распространена зубчатая однорядная планетарная передача (рис. 3.60). Она состоит из центрального колеса / с наружными зубьями, неподвижного (центрального) колеса 2 с внутренними зубьями и водила -на котором закреплены оси планетарных колес g (или сателлитов).

Рис. 3.60. Планетарная передача

Водило вместе с сателлитами вращается вокруг центральной оси, а са­теллиты обкатываются по центральным колесам и вращаются вокруг своих осей, совершая движения, подобные движению планет. При неподвижном колесе 2 движение передается от колеса 1 к водилу h или наоборот.

Планетарную передачу, совершаемую подвижными звеньями (оба иен-тральных колеса и водило), называют дифференциалом. С помощью диффе­ренциала одно движение можно разложить на два или два движения сло­жить в одно: от колеса 2 движение можно передавать одновременно колесу 1 и водилу h или от колес 1 и 2 к водилу /г и т. д. Планетарную передачу ус­пешно применяют в транспортном машиностроении, станкостроении, приборостроении.

Какие профили зубьев применимы для планетарной зубчатой передачи?

3.88. Достоинства и недостатки планетарных передач.

Объясните, почему для планетарной передачи (см. рис. 3.60) достаточно рассчитать только внешнее зацепление.

(3.35)

где d_t — делительный диаметр ведущего звена (шестерни), мм; K_d = 78 МПа^1/3 — вспомогательный коэффициент (рассматриваются сталь­ные прямозубые колеса); T₁ — вращающий момент на шестерне, Н • мм; K_Hβ — коэффициент нагрузки (см. табл. 3.4); Ω= 1,1 ÷ 1,3 — коэффици­ент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки среди сател­литов; — передаточное отношение; [Ψ_bd]_i = 0,75 — коэффициент длины зуба (ширины колеса); [σ]_н — допускаемое контактное напряжение, МПа (см. шаг 3.45).

При расчете планетарных передач выбор числа зубьев колес зависит не только от передаточного отношения /, но и от условий собираемости пере­дач. При этом сумма зубьев центральных колес должна быть кратной числу сателлитов (лучше 3).

Какие параметры определяются в проектировочном расчете на кон­тактную прочность передач.