Число зубьев шестерни и колеса
Шестерня: , (2.35)
при этом :
для прямозубых колес = 17; (2.36)
для косозубых колес = . (2.37)
Примечание. При выполнении рекомендаций по выбору и m значение должно получиться целым числом.
Так как > , то смещение при нарезании зубьев шестерни и колеса не требуется. Поэтому = 0, = 0.
Колесо: = – . (2.38)
Фактическое передаточное число
. (2.39)
Отклонение фактического передаточного числа от принятого в кинематичес-ком расчете (см. раздел 1.2):
∆u = ≤ ± 3%. (2.40)
Диаметры колес
Делительные диаметры, мм:
шестерни– ; (2.41)
колеса – . (2.42)
Проверка: = . (2.43)
Примечание. Для прямозубых колес: ; .
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес и , мм:
|
|
шестерни: (2.44)
колеса: (2.45)
Размеры заготовок колес
Для обеспечения при термической обработке принятых для расчета механи-ческих характеристик материала колес требуется, чтобы размеры заготовок колес , , не превышали предельно допустимых значений и (см. таб-лицу 2.1, приложение 2). В соответствии с твердостью зубьев, принятой в разделе 2.1:
шестерня – = 269…302 НВ → = 125 мм, = 80 мм;
колесо – = 235…262 НВ → = 200 мм, = 125 мм.
При выборе конструктивной схемы шестерни и колеса необходимо руко-водствоваться рис. 2.3, 2.4 и следующими соотношениями:
· если и , то конструктивная схема колес по рис. 2.3 (колесо без выточек);
· если и , то конструктивная схема колес по рис. 2.4, в (колесо с выточками), при этом и .
Диаметры заготовок колес, мм:
Сравниваем эти значения с предельными и принимаем решение о конструк-ции колес.
Например: – конструктивная схема шестерни по рис. 2.3;
– конструктивная схема колеса по рис. 2.4, в; при этом , .
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
|
|
Расчетное значение, МПа: = , (2.46)
где для прямозубых передач;
для косозубых передач;
– из расчета межосевого расстояния (см. раздел 2.4);
– момент на валу шестерни, Н·м (см. раздел 2.4);
– допускаемое контактное напряжение, МПа (см. раздел 2.2).
Примечание. Значение должно удовлетворять следующему соотношению: 1,05 > ≥ 0,8. При выполнении соотношения параметры передачи оставляем без изменения. В противном слу-чае необходимо изменить или m и выполнить расчет заново.
2.13. Силы в зацеплении,Н:
окружная = ; (2.47)
радиальная = ; (2.48)
осевая = · tgβ. (2.49)
Примечания: 1. Для стандартного угла α = tgα = 0,364.
2. Значения сил необходимо округлить в бóльшую сторону до целых чисел.
3. Для прямозубых передач β = ; = 1; = 0.
2.14. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба,МПа
Расчетное значение в зубьях колеса: = . (2.50)
Расчетное значение в зубьях шестерни: = . (2.51)
– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Принимаем по таблице 2.10 (приложение 2) в зависимости от числа зубьев для коэффициента смещения х=0. Для прямозубых колес рассматриваем число зубьев ( и ), а для косозубых – приведенное число зубьев, которое определяем по формуле: ( и ). (2.52)
|
|
При несоответствии числа зубьев ( или ) табличным значениям применяем формулу интерполяции:
(2.53)
Например: = 28,257 : = 3,91 для = 25 и = 3,8 для = 30. Формула интерполяции:
= 3,91– (28,257 – 25) = 3,838
– коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в передаче ( в гра-дусах):
= 1 – (точность – четвертый знак после запятой). (2.54)
– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
= 0,65 – для косозубых передач;
= 1 и = 1 – для прямозубых передач для степени точности 8 или 9.
Дата добавления: 2018-02-28; просмотров: 408; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!