Расчеты деталей машин. Пантелеев В.Ф. - 43 стр.

     внешний делительный диаметр
      d e1 = me z1 ; d e 2 = me z 2                                                                        (2.46)
     внешний диаметр вершин зубьев
     d ae1 = d e1 + 2(1 + xe1 )me cos δ 1 ;
      d ae 2 = d e 2 + 2(1 + xe 2 )me cos δ 2 ;                                                            (2.47)
     средний окружной модуль
      mm = me (1 − 0,5к be )                                                                               (2.48)
     средний делительный диаметр
      d m1 = mm z1 ; d m 2 = mm z 2                                                                        (2.49)
     эквивалентное число зубьев
      zV 1 = z1 / cos δ 1 ; zV 2 = z 2 / cos δ 2 .           (2.50)
     13. Проверка зубчатой передачи на контактную выносливость производится
по формуле
                                                              K HV ⋅ K Hβ ⋅ T2 ⋅ u
                                             σ H = 67000                             ≤ [σ H ] .                     (2.51)
                                                                   d e32 ⋅ν H
      Эту проверку выполняют только в тех случаях, когда при проработке конст-
рукции колес размеры их были изменены по сравнению с ранее полученными.
      14. Проверка зубчатой передачи на выносливость при изгибе проводится для
зубьев шестерни ( σ F 1 ≤ [σ F ]1 ) и колеса ( σ F 2 ≤ [σ F ]2 )по общей зависимости
                                                     2700 ⋅ K FV ⋅ K Fβ ⋅ y FS T
                                             σF =                                  ≤ [σ F ]                         (2.52)
                                                             bd e meν F
      Коэффициент K FV выбирают по табл. 2.4 в зависимости от тех же факторов,
что и при выборе K HV .
      Коэффициент K Fβ выбирают по номограммам (см. рис. 2.4): схема I, если опо-
ры вала шестерни выполнены на шариковых радиально-упорных подшипниках;
схема 2 - при роликовых радиально-упорных конических подшипниках.
      Коэффициенты формы зубьев y FS определяются по табл. 2.6 в зависимости от
эквивалентного числа зубьев zV и коэффициента смещения инструмента xe . Полу-
ченные значения y FS следует увеличить на 20%.
      Коэффициент ν F = ν H = 0,85 .
      15. Определение сил в зацеплении, необходимых для расчета валов и подшип-
ников:
      окружная
                                                                             2 ⋅ 10 3 ⋅ T1 2 ⋅ 10 3 T2
                                                                      Ft =                =                           (2.53)
                                                                                 d m1          d m2
     радиальная
                                                                     Fr1 = Ft ⋅ tg 20 0 cos δ 1 = Fa 2 ;              (2.54)

     осевая
                                                                  Fa1 = Ft ⋅ tg 20 0 sin δ 1 = Fr 2 .               (2.55)




                                                  - 43 -