ВУЗ:
Составители:
Рубрика:
от окружной скорости, степени точности изготовления и
твердости рабочих поверхностей зубьев;
β
F
K
- коэффициент
учитывает неравномерность распределения нагрузки по дли-
не контактной линии из-за неточности изготовления, распо-
ложения опор. Учитывая, что составляющие коэффициента
нагрузки можно определить после расчета всех геометриче-
ских и скоростных параметров, то
F
K
предварительно при-
нимают исходя из значений 1,2…1,5. Ближе к нижним значе-
ниям принимаются при незначительных толчках, менее ин-
тенсивном режиме работы; ближе к большим – при большой
динамичности нагрузки, более интенсивном режиме работе.
Предварительно задаемся минимальным числом зубьев
шестерни из условия их неподрезания без смещения исход-
ного контура, т.е. z
1
≥ 17. Максимальное значение ограничим
z
1
≤ 25.
Значение коэффициента
m
ψ
= b/m находится в пределах
от 6 до 15. Нижние значения принимают для повторно-крат-
ковременных режимов работы, значительных перегрузок и
средних скоростей; верхние значения для длительных режи-
мов работы, небольших перегрузок и высоких скоростей.
Значение коэффициента
Fi
Y
принимают с учетом числа
зубьев зубчатых колес
i
z при коэффициенте смещения ис-
ходного контура x =0 по табл. 1.3 или по формуле
Fi
Y
= 3,47 + 13,2 /
i
z .
Далее, учитывая допускаемые напряжения на изгибную
прочность
[]
1F
σ
и
[
]
2F
σ
, в формуле по определению модуля
передачи m принимают значение коэффициента
Fi
Y
из усло-
вия:
- при
[]
1F
σ
=
[
]
2F
σ
, т.е. материал зубчатых колес одина-
Таблица 1.3
Значения коэффициента формы зуба
Fi
Y
при коэффициенте смещения исходного контура x =0
z
i
17 20 25 30 40 50 60 ≥80
FSi
Y
4,30 4,12 3,96 3,85 3,75 3,73 3,73 3,74
Примечание. Для промежуточных значений
i
z значения
Fi
Y
необходимо определить интерполированием.
ковый, то расчет ведут по шестерне, которая имеет более
тонкий зуб у основания и, следовательно, большие значения
коэффициента
Fi
Y
. Соответственно в формуле под
Fi
Y
и
[]
Fi
σ
принимают
1F
Y
и
[
]
1F
σ
(учитывая вышеприведенную реко-
мендацию, т.е.
[
]
1F
′
σ
и примечание к табл.1.3);
- если
[
]
1F
σ
>
[
]
2F
σ
, т.е материал шестерни более прочнее,
чем материал колеса, расчет ведут по тому из зубчатых ко-
лес, у которого меньшее отношение
Fi
Y
/
[
]
Fi
σ
, т.е. по наибо-
лее «слабому» из зубчатых колес (опять же учитывая выше-
приведенную рекомендацию, т.е.
[]
Fi
′
σ
и примечание к
табл.1.3).
Для прямозубых зубчатых колес (в основном, это откры-
тые передачи) коэффициент угла наклона линии зуба
β
Y =1.
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,
ε
Y
опре-
деляется по формуле
ε
Y
=1/ε
α ,
где коэффициент торцевого
перекрытия ε
α
для передач без смещения можно определить
по приближенной формуле ε
α
= 1,88 – 3,2 ·
(1/ z
1
+
1/ z
2
).
Итак, найденное значение модуля зубьев округляют до
стандартного, приведенного в табл.1.4
1.2. Определяются размеры зубчатых колес.
Делительные диаметры шестерни d
1
и колеса d
2
d
1
= z
1
· m, мм
d
2
= z
2
· m, мм (1.5)
Точность определения значений делительных диаметров
не менее 0,001 мм.
от окружной скорости, степени точности изготовления и при коэффициенте смещения исходного контура x =0 твердости рабочих поверхностей зубьев; K Fβ - коэффициент zi 17 20 25 30 40 50 60 ≥80 учитывает неравномерность распределения нагрузки по дли- YFSi 4,30 4,12 3,96 3,85 3,75 3,73 3,73 3,74 не контактной линии из-за неточности изготовления, распо- Примечание. Для промежуточных значений zi значения YFi ложения опор. Учитывая, что составляющие коэффициента необходимо определить интерполированием. нагрузки можно определить после расчета всех геометриче- ковый, то расчет ведут по шестерне, которая имеет более ских и скоростных параметров, то K F предварительно при- тонкий зуб у основания и, следовательно, большие значения нимают исходя из значений 1,2…1,5. Ближе к нижним значе- коэффициента YFi . Соответственно в формуле под YFi и [σ ]Fi ниям принимаются при незначительных толчках, менее ин- тенсивном режиме работы; ближе к большим – при большой принимают YF 1 и [σ ]F 1 (учитывая вышеприведенную реко- динамичности нагрузки, более интенсивном режиме работе. мендацию, т.е. [σ ]′ F 1 и примечание к табл.1.3); Предварительно задаемся минимальным числом зубьев - если [σ ]F 1 > [σ ]F 2 , т.е материал шестерни более прочнее, шестерни из условия их неподрезания без смещения исход- чем материал колеса, расчет ведут по тому из зубчатых ко- ного контура, т.е. z1 ≥ 17. Максимальное значение ограничим лес, у которого меньшее отношение YFi / [σ ]Fi , т.е. по наибо- z1 ≤ 25. лее «слабому» из зубчатых колес (опять же учитывая выше- Значение коэффициента ψ m = b/m находится в пределах ′ от 6 до 15. Нижние значения принимают для повторно-крат- приведенную рекомендацию, т.е. [σ ] Fi и примечание к ковременных режимов работы, значительных перегрузок и табл.1.3). средних скоростей; верхние значения для длительных режи- Для прямозубых зубчатых колес (в основном, это откры- мов работы, небольших перегрузок и высоких скоростей. тые передачи) коэффициент угла наклона линии зуба Yβ =1. Значение коэффициента YFi принимают с учетом числа Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε опре- зубьев зубчатых колес zi при коэффициенте смещения ис- деляется по формуле Yε =1/εα , где коэффициент торцевого ходного контура x =0 по табл. 1.3 или по формуле перекрытия εα для передач без смещения можно определить YFi = 3,47 + 13,2 / zi . по приближенной формуле εα = 1,88 – 3,2 · (1/ z1 + 1/ z2 ). Далее, учитывая допускаемые напряжения на изгибную Итак, найденное значение модуля зубьев округляют до прочность [σ ]F 1 и [σ ]F 2 , в формуле по определению модуля стандартного, приведенного в табл.1.4 передачи m принимают значение коэффициента YFi из усло- 1.2. Определяются размеры зубчатых колес. Делительные диаметры шестерни d1 и колеса d2 вия: - при [σ ]F 1 = [σ ]F 2 , т.е. материал зубчатых колес одина- d1= z1· m, мм Таблица 1.3 d2= z2· m, мм (1.5) Значения коэффициента формы зуба YFi Точность определения значений делительных диаметров не менее 0,001 мм.
Страницы
- « первая
- ‹ предыдущая
- …
- 3
- 4
- 5
- 6
- 7
- …
- следующая ›
- последняя »