Расчет зубчатых и зубчато-винтовых передач. Чирков Ю.А - 5 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

ОГУ | Оренбург

Составители: 

Рубрика: 

Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес:
[] []
;уу
2HН
МПа=
Расчетное контактное напряжение для косозубых и шевронных
принимаем в соответствии с выполнением неравенства:
[] []
[]
.25,1
2
][
(min)2H
2H1H
H
σ≤
σ+σ
=σ
Если условие не выполняется, то принимаем:
[]
.25,1][
(min)2H
H
σ=σ
1.2 Определение размеров зубчатых колес и параметров
зацепления
1.2.1 Принимаем расчетные коэффициенты в зависимости от
расположения зубчатых колес относительно опор:
1) коэффициент нагрузки К
н
:
К
H
=1,1-1,15 – для симметричного расположения;
К
H
=1,15-1,25 – для несимметричного расположения;
4,125,1 −=
H
K - консольного расположения колес.
2) коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию –
щ
2
ba
b
ш
a
= ,
большее значение принимают для симметричного, среднее -
несимметричного, меньшее -консольного расположения зубчатых колес
относительно опор:
315,0;25,0;2,0
b
ш ≤
ωa
- для прямозубых колес,
5,0;4,0;315,0
b
ш ≤
ωa
- для косозубых.
1.2.2 Определяем минимальное межосевое расстояние из условия
контактной прочности:
[]
,
ш
KT
uу
С
1)(u
3
b
H2
2
H
щa
a
⋅
⋅
⋅±≥
ω
мм,
где (u+1) – для передач с внешним зацеплением;
(u-1) – для передач с внутренним зацеплением;
C=310 – для прямозубых передач;
C=270 – для косозубых передач;
T
2
– момент на колесе в Н·мм.
Расчетные значения
a округляем до ближайшего стандартного значения
по ГОСТ2185-66 (СТ СЭВ 229-75) (таблица А.2 приложения).
ω
1.2.3 Определяем нормальный модуль:
для внешнего зацепления
,)02,001,0(
ω
⋅−= am
n
мм.
Для внутреннего зацепления:
,
1
1
)02,001,0(
−
+
⋅⋅−=
ω
u
u
am
n
5 
     Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес:
     [у ]Н = [у ]H2 МПа;
     Расчетное контактное напряжение для косозубых и          шевронных
принимаем в соответствии с выполнением неравенства:
            [σ] + [σ]H 2 ≤ 1,25[σ] .
     [σ]H = H1                    H 2 (min)
                   2
     Если условие не выполняется, то принимаем:
     [σ]H = 1,25[σ]H 2 (min) .

     1.2 Определение размеров зубчатых колес и параметров
зацепления
     1.2.1 Принимаем расчетные коэффициенты в зависимости от
расположения зубчатых колес относительно опор:
     1) коэффициент нагрузки Кн:
     КH=1,1-1,15 – для симметричного расположения;
     КH=1,15-1,25 – для несимметричного расположения;
      K H = 1,25 − 1,4 - консольного расположения колес.
     2) коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию –
                     b
             шba = 2 ,
                    aщ
     большее значение принимают для симметричного, среднее -
     несимметричного, меньшее -консольного расположения зубчатых колес
     относительно опор:
             шbaω ≤ 0,2; 0,25; 0,315 - для прямозубых колес,
           шbaω ≤ 0,315; 0,4; 0,5 - для косозубых.
     1.2.2 Определяем минимальное межосевое расстояние из условия
контактной прочности:
                             2
                         С  T2 ⋅ K H
     a ω ≥ (u ± 1) ⋅ 3                   , мм,
                          [у
                         H ] ⋅ u      шbaщ
где (u+1) – для передач с внешним зацеплением;
     (u-1) – для передач с внутренним зацеплением;
     C=310 – для прямозубых передач;
     C=270 – для косозубых передач;
     T2 – момент на колесе в Н·мм.
     Расчетные значения a ω округляем до ближайшего стандартного значения
по ГОСТ2185-66 (СТ СЭВ 229-75) (таблица А.2 приложения).
     1.2.3 Определяем нормальный модуль:
     для внешнего зацепления
     mn = (0,01 − 0,02) ⋅ aω , мм.
     Для внутреннего зацепления:
                                  u +1
     mn = (0,01 − 0,02) ⋅ aω ⋅         ,
                                  u −1
                                                                        5

Страницы