Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса, МПа. Геометрические размеры шестерни и колеса

Геометрические размеры шестерни и колеса

1.10.1 Диаметры делительных окружностей, мм

d₁=m_*z₁ для прямозубых d₁=m_n*z₁/cosb для косозубых

d₂=m_*z₂ колес d₂=m_n*z₂/cosb колес

Вычислить с точностью до 0,001.

Проверить условие:

a_w=(d₂+d₁)/2 – для внешнего зацепления

a_w=(d₂-d₁)/2 – для внутреннего зацепления

1.10.2 Диаметры окружностей выступов, мм

d_a1=d₁+2_*m_n

d_a2=d₂+2_*m_n

для колес с внутренним зацеплением d_a2=d₂-2_*m_n.

1.10.3 Диаметры окружностей впадин, мм

d_f1=d₁-2,5_*m_n

d_f2=d₂-2,5_*m_n

для колес с внутренним зацеплением d_f2=d₂+2,5_*m_n.

где Y_F1, Y_F2- коэффициент формы зуба шестерни и колеса, принимаются по рис.16, в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v1 и z_v2

и

Рис.16. График для определения коэффициента формы зуба Y_F

Y_b – коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

;

k_F – коэффициент нагрузки;

[s_F1], [s_F2] – допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса (см.1.3).

Y_e – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Y_e=1 – для прямо-косозубых и шевронных передач.

Если расчетное напряжение изгиба s_F превышает допускаемое [s_F] более чем на 10%, то следует увеличить m_n пропорционально s_F/[s_F], принять ближайшее стандартное по табл.6 и повторить расчет начиная с пункта 1.4.3.

1.12 Усилия в зацеплении (рис.17)

1.12.1 Окружная сила

F_t1=-F_t2=2_*T_2*10³/d₂, H

1.12.2 Радиальная сила

F_r1=-F_r2=F_t1*tga_w/cosb, H,

где a_w=20⁰ – угол зацепления.

1.12.3 Осевая сила

F_a1=-F_a2=F_t1*tgb, H

1.12.4 Сила нормального давления:

F_n1=F_t1 /cosa_w*cosb, H

(Для прямозубых передач b=0; cosb=1; tgb=0).

Рис.17. Силы в цилиндрической передаче

Дата добавления: 2015-07-13