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: 423; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!