Конструирование приводов конвейеров
.pdfДопускаемое давление [p] в шарнирах цепи определяется по таблице 4.1: Таблица 4.1
|
|
Значения [p] (МПа) при частоте вращения малой |
|
|||||||
t |
|
|
|
звездочки n1, мин–1 |
|
|
|
|||
|
50 |
200 |
400 |
600 |
800 |
1000 |
1200 |
1600 |
2000 |
|
12,7-15,88 |
|
31 |
28 |
26 |
24 |
22 |
21 |
18 |
16 |
|
19,05-25,4 |
35 |
30 |
26 |
23 |
21 |
19 |
17 |
15 |
– |
|
31,75-38,1 |
29 |
24 |
21 |
18 |
16 |
15 |
– |
– |
||
|
||||||||||
44,45-80,8 |
|
26 |
21 |
17 |
15 |
– |
– |
– |
– |
Условия работы цепной передачи учитываются коэффициентом эксплуатации.
Коэффициент эксплуатации:
К = КДИН · КС · Кθ · КР · КРЕГ
где КДИН – коэффициент динамичности нагрузки (при спокойной нагрузке КДИН = 1, при нагрузке с толчками КДИН = 1,5); КС – коэффициент метода смазывания (при непрерывном смазы-вании КС =
0,8, при капельном КС = 1, при периодическом КС = 1,5); Кθ – коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонтали (Кθ = 1
при θ ≤ 60°, Кθ = 1,25 при θ > 60°); |
|
КР – коэффициент режима работы (при односменной работе |
КР =1, |
при двухсменной КР = 1,25, при трехсменной КР = 1,5); |
|
КРЕГ – коэффициент регулирования натяжения (при регулировании передвигающимися опорами КРЕГ = 1, при регулировании нажимными роликами или оттяжными звездочками КРЕГ = 1,1, для нерегулируемой цепи КРЕГ = 1,25).
Уточнение шага цепи:
t ≥ 2,8 3 К Т[1 ] , м, где [p] – в Па.
ν Z1 p
Если вычисленный шаг t оказался меньше ранее принятого, то его округляют в большую сторону до стандартного значения, которое используют в дальнейших расчетах. В противном случае увеличивают на 1 число рядов цепи ν и повторяют расчет.
Окружная сила:
2 T
Ft = d Д11 , Н,
где dД1 – делительный диаметр ведущей звездочки:
21
d Д1 = |
|
t |
|
, м. |
|
|
180° |
|
|||
|
|
|
|||
|
|||||
|
sin |
Z1 |
|
||
|
|
|
Диаметр окружности выступов ведущей звездочки:
|
|
|
|
180° |
|
, м. |
|
De 1 |
|
0,5 |
+ ctg |
|
|||
|
|||||||
= t |
Z1 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
Среднее давление в шарнирах цепи:
p = Ft S K ≤ [p], МПа,
где S – площадь опорной поверхности шарнира, определяется из таблицы 4.2. Таблица 4.2
|
, |
S,мм |
Масса1 м цепи, кг |
|
, |
Масса1 м цепи, кг |
|
Опорная поверхность |
|
Опорная поверхность S,мм |
|||
Цепь |
2 |
|
Цепь |
2 |
|
|
(обозначение) |
|
|
|
(обозначение) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ПР-8–460 |
11 |
|
0,20 |
ПР-25,4–6000 |
179 |
2,6 |
ПР-9,525–910 |
40 |
|
0,45 |
ПР-31,75–8900 |
262 |
3,8 |
ПР-12,7–900–2 |
22 |
|
0,35 |
ПР-38,1–12700 |
394 |
5,5 |
ПР-15,875–2300–1 |
51 |
|
0,80 |
ПР-44,45–17240 |
472 |
7,5 |
ПР-19,05–3180 |
105 |
1,9 |
ПР-50,8–22700 |
645 |
9,7 |
|
Примечания: |
|
|
|
|
|
|
1.Перед обозначением многорядной цепи ставится цифра, равная числу рядов, например, 2ПР-19,05–6400 ГОСТ 13568-75* – цепь приводная роликовая двухрядная с шагом 19,05 мм и с разрушающей нагрузкой 6400 Н, по ГОСТ 13568-75*.
2.Опорная поверхность шарнира многорядной цепи равна произведению опорной поверхности шарнира однорядной цепи на число рядов в цепи.
3.В спецификации и других нормативных документах указывают не длину, а массу цепи в кг.
Если p > [p], то увеличивают шаг t до следующего стандартного значения.
Предварительное межосевое расстояние:
а = (30…50) · t,
где числовой множитель перед t принимают тем больше, чем больше передаточное число u.
Длина цепи в шагах:
|
|
|
|
|
l |
t |
= |
2 a |
+ |
Z1 + Z2 |
+ |
|
(Z2 − Z1 )2 |
|
t |
. |
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
t |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
4 π2 |
|
|
a |
|
|
|
|
|||||
Рассчитанное значение lt округляют до целого четного числа и затем |
||||||||||||||||||||||||||||
определяют необходимую длину цепи в м. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
Фактическое межосевое расстояние: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
t |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
8 |
(Z |
|
− Z |
)2 |
|
a = |
|
2 |
l |
t |
− (Z |
1 |
+ Z |
2 |
)+ [2 l |
t |
− |
(Z |
1 |
+ Z |
2 |
)] |
− |
|
|
|
2 |
1 |
. |
|||||
8 |
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
π 2 |
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
22
Для обеспечения необходимого провисания расчетное межосевое расстояние уменьшают на (0,002…0,004) · а.
Диаметр ведомой звездочки:
d Д2 = |
|
t |
|
, мм. |
|
|
180° |
|
|||
|
|
|
|||
|
|||||
|
sin |
Z2 |
|
||
|
|
|
Диаметр окружности выступов ведомой звездочки:
|
|
|
|
180° |
|
, м. |
|
|
|
|
|
|
|||
De 2 |
= t |
0,5 |
+ ctg |
|
|
||
Z 2 |
|||||||
|
|
|
|
|
|
Конструирование и определение исполнительных размеров звездочек производится по [2].
23
5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Исходные данные:
Т2 – вращающий момент на колесе, Н·м; u – передаточное число;
5.1. Выбор материала и способа термической обработки зубчатых колес:
Расчет любой зубчатой передачи (цилиндрической и конической) начинается с выбора материала и способа термической или химикотермической обработки (ТО, ХТО) зубчатых колес.
В основном применяют следующие варианты ТО и ХТО:
I – ТО колеса – улучшение, твердость 235...262 НВ; ТО шестерни – улучшение, твердость 269...302 НВ. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и
средненагруженных передачах. Область применения улучшенных зубчатых колес сокращается.
II – ТО колеса - улучшение, твердость 269...302 НВ; ТО шестерни – улучшение и закалка токами высокой частоты (ТВЧ), твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45...50 HRC, 48…53 HRC. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.
III – ТО колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ,
твердость поверхности в зависимости от марки стали: колеса – 45...50 HRC, шестерни – 48...53 HRC. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.
IV – ТО колеса - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45...50 HRC, 48...53 HRC; ХТО шестерни – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRC.
Материал шестерни – стали марок 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА и др.
V – ХТО колеса и шестерни одинаковая – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRC. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГМ и др.
24
Нагрузочная способность зубчатых передач по контактной прочности тем выше, чем выше поверхностная твердость зубьев.
Поэтому целесообразно применение поверхностного термического или химико-термического упрочнения. Эти виды упрочнения позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшаемыми сталями. Например, допускаемые контактные напряжения [σ]Н цементованных зубчатых колес в два раза превышают значения [σ]Н колес, подвергнутых термическому улучшению, что позволяет уменьшить массу колес в четыре раза.
Однако при назначении твердости рабочих поверхностей зубьев следует иметь в виду, что большей твердости соответствует более сложная технология изготовления зубчатых колес и малые размеры передачи, что может привести к трудностям при конструктивной разработке опор валов зубчатых колес.
Поэтому для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, следует применять дешевые марки сталей типа 45 и 40Х с ТО по варианту I или II.
Определение допускаемых напряжений:
Допускаемые контактные напряжения [σ]H и допускаемые напряжения изгиба [σ]F. определяются по таблице 5.1 в зависимости от материала и вида термической обработки:
Таблица 5.1
ТО, ХТО |
Марка стали |
[σ]H, МПа |
[σ]F, МПа |
|
Улучшение |
45, 40Х, 40ХН, 35ХМ |
1,8 · НВСР + 67 |
1,03 · НВСР |
|
Закалка ТВЧ |
40Х, 40ХН, 35ХМ |
14 · HRCCP + 170 |
370 |
|
Цементация и |
20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, |
19 · HRCCP |
480 |
|
закалка |
12ХН3А, 25ХГМ |
|||
|
|
Примечание: НВСР и HRCСР – средние значения твердости.
5.2 Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи:
а б
а - прямозубая; б – косозубая; 1 – шестерня; 2 – колесо
Рисунок 5.1 – Схема цилиндрической передачи:
25
Примечание: Далее в тексте все размеры, относящиеся к шестерне, обозначаются индексом 1, а к колесу – индексом 2.
5.2.1. Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес:
Межосевое расстояние:
|
aW ≥ Ka (u ±1) 3 ψ |
|
|
T2 |
|
a |
u2 [σ]2 , м, |
||
|
|
|
H |
|
где Ka = 4950 |
– для прямозубых колес; |
|
|
|
Ka = 4300 |
– для косозубых и шевронных колес; |
|||
[σ]H – в Па; |
|
|
|
|
ψa – коэффициент ширины колеса, |
|
|
|
|
ψa = 0,4…0,5 – при симметричном |
расположении опор относительно |
зубчатого колеса (одноступенчатый редуктор), ψa = 0,25…0,4 – при несимметричном, ψa = 0,2…0,25 – при консольном расположении одного или
обоих колес, ψa = 0,1…0,2 – для коробок скоростей. |
|
|
|
|
||||||||||
|
Знак «+» в скобках относят к внешнему зацеплению, а знак «–» – к |
|||||||||||||
внутреннему. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Найденное значение aW округляют в большую сторону до значения (мм) |
|||||||||||||
из ГОСТ 2185-66: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
40 |
50 |
63 |
80 |
100 |
125 |
(140) |
160 |
(180) |
200 |
(225) |
250 |
(280) |
315 |
(355) |
400 |
(450) |
500 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Примечание: Размеры в скобках применять не рекомендуется.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр колеса |
d 2 |
= |
2 aW u |
, мм. |
||||
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
u ±1 |
||
Ширина зубчатого венца: |
|
|
|
|
|
|
||
колеса |
b2 =ψa aW , |
|
|
|
||||
шестерни |
b1 = b2 + 5…6 мм. |
|
|
|
||||
Размеры b1 и b2 округляются до ближайшего числа из ряда нормальных |
||||||||
линейных размеров (Приложение Б). |
|
|
|
|
|
|
||
Модуль передачи: |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
2 Km T2 |
||||||
|
m ≥ |
|
|
|
, м, |
|||
|
d |
2 |
b [σ] |
|||||
|
|
|
|
2 |
F |
|||
где Km = 6,6 – для прямозубых колес; Km = 5,8 – для косозубых и |
||||||||
шевронных колес; [σ]F – в Па. |
|
|
|
|
|
|
||
Найденное |
значение модуля |
|
m |
округляется в большую сторону до |
величины из ряда (мм) по ГОСТ 9563-60**:
26
1 |
(1,125) 1,25 |
(1,375) 1,5 |
(1,75) |
2 |
(2,25) |
2,5 |
(2,75) |
3 |
(3,5) |
4 |
(4,5) |
5 |
(5,5) |
||
6 |
(7) |
8 |
(9) |
10. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Примечание: Размеры в скобках применять не рекомендуется.
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:
(для прямозубых колес β = 0°):
βmin = arcsin 3,5 m b2
Суммарное число зубьев:
Z= 2 aW cos βmin
Σm
Полученное значение ZΣ округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют фактическое значение угла наклона зубьев с точностью до десятых долей секунды:
β = arccos ZΣ m
2 aW
Для косозубых колес β = 8…18°.
Число зубьев шестерни:
Z1 = uZ+Σ1 ≥ Z1 min .
Значение Z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа.
Для прямозубых колес минимальное число зубьев Z1min = 17, для косозубых и шевронных Z1min = 17·cos3β. Если по расчету получается Z1 < Z1min, то принимают Z1 = Z1min. При Z1 < 17 передачу выполняют с высотной коррекцией для исключения подрезания ножек зубьев. Такая операция является не рекомендуемой и применяется в случае вписывания зубчатой передачи в известное межосевое расстояние. В этом случае применяется смещение исходного контура. Коэффициент смещения исходного контура:
х1 = 1717− Z1 ≤ 0,6 .
Для колеса внешнего зацепления х2 = – х1.
Число зубьев колеса внешнего зацепления Z2 = ZΣ − Z1 ;
Фактическое передаточное число:
uФ = ZZ2 .
1
Допускаемое отклонение фактического передаточного числа от заданного не более 4%.
Диаметры колес, мм (рисунок 5.2):
Делительные диаметры:
27
шестерни d1 = |
Z1 m |
; |
|
cos β |
|||
|
|
колеса внешнего зацепления d2 = 2 · aW – d1.
Рисунок 5.2 – Размеры колеса
Диаметры окружностей вершин колес:
d a1 = d1 + 2 m (1 + х1 − у); da 2 = d2 + 2 m (1 + х2 − у).
Диаметры окружностей впадин колес:
d f 1 = d1 − 2 m (1,25 − x1 ); d f 2 = d2 − 2 m (1,25 − x2 ).
где х1 и х2 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса; у = – (aW – a) / m – коэффициент воспринимаемого смещения,
где a = 0,5 · m · (Z2 ± Z1) – делительное межосевое расстояние.
5.2.2 Проверка зубьев на прочность: Силы в зацеплении:
окружная |
Ft |
= |
2 103 T |
|
, Н; |
|||
|
|
2 |
|
|||||
d2 |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
||
радиальная |
Fr |
= Ft |
tg20° |
|
, Н; |
|||
cos β |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
||
осевая |
Fa |
= Ft tgβ , Н. |
||||||
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба |
||||||||
Расчетное напряжение изгиба: |
|
|
|
|
||||
в зубьях колеса σF 2 = |
KFα КFB .KFV Yβ YF 2 Ft |
≤ [σ]F , Па; |
||||||
|
||||||||
|
|
|
|
b2 m |
||||
в зубьях шестерни σF 1 = σF 2 YF 1 |
≤ [σ]F , Па, |
YF 2
где KFα = 1 – для прямозубых колес.
Для косозубых и шевронных колес принимают:
28
|
Степень точности |
…… |
6 |
|
7 |
8 |
9 |
|||
|
KFα |
|
…. |
0,72 |
|
0,81 |
0,91 |
1,0 |
||
|
Степень точности изготовления зубчатых колес принимают по таблице 5.2 |
|||||||||
в зависимости от окружной скорости колеса |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
V = |
π d2 n2 , м/с |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
60 |
|
|
|
Таблица 5.2 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Степень точности |
|
Окружная скорость колеса V, м/с |
|
|
|||||
|
прямозубых |
|
|
|
непрямозубых |
|||||
|
изготовления |
|
|
|
||||||
|
цилиндрических |
конических |
|
цилиндрических |
|
конических |
||||
|
|
|
|
|||||||
|
6 |
до 15 |
|
до 12 |
|
|
до 30 |
|
до 20 |
|
|
7 |
до 10 |
|
до 8 |
|
|
до 15 |
|
до 10 |
|
|
8 |
до 6 |
|
до 4 |
|
|
до 10 |
|
до 7 |
|
|
9 |
до 2 |
|
до 1,5 |
|
|
|
до 4 |
|
до 3 |
|
Yβ =1 − |
β° |
– |
опытный коэффициент, |
учитывающий отличие расчетной |
||||||||||||
|
140 |
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
схемы от реальных условий, для прямозубых колес Yβ = 1; |
|
|
|
|
|||||||||||||
|
YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба, принимаются по таблице 5.3 в |
||||||||||||||||
зависимости от числа зубьев шестерни Z1 или колеса Z2; |
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 5.3 |
|||
Z |
|
|
|
|
|
|
YF при коэффициенте смещения инструмента х |
|
|
||||||||
или |
|
-0,5 |
|
-0,4 |
|
-0,3 |
-0,2 |
-0,1 |
0 |
|
+0,1 |
+0,2 |
+0,3 |
+0,4 |
+0,5 |
|
|
Zv |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
12 |
|
- |
|
|
- |
|
- |
- |
- |
- |
|
- |
- |
3,90 |
3,67 |
3,46 |
|
14 |
|
- |
|
|
- |
|
- |
- |
- |
- |
|
4,24 |
1,00 |
3,78 |
3,59 |
3,42 |
|
17 |
|
- |
|
|
- |
|
- |
- |
4,50 |
4,27 |
|
4,03 |
3,83 |
3,67 |
3,53 |
3,40 |
|
20 |
|
- |
|
|
- |
|
- |
4,55 |
4,28 |
4,07 |
|
3,89 |
3,75 |
3,61 |
3,50 |
3,39 |
|
25 |
|
- |
|
4,6 |
|
4,39 |
4,20 |
4,04 |
3,90 |
|
3,77 |
3,67 |
3,57 |
3,48 |
3,39 |
|
|
30 |
|
4,6 |
|
4,32 |
|
4,15 |
4,05 |
3,90 |
3,80 |
|
3,70 |
3,62 |
3,55 |
3,47 |
3,40 |
|
|
40 |
|
4,12 |
|
4,02 |
|
3,92 |
3,84 |
3,77 |
3,70 |
|
3,64 |
3,58 |
3,53 |
3,48 |
3,42 |
|
|
50 |
|
3,97 |
|
3,88 |
|
3,81 |
3,76 |
3,70 |
3,65 |
|
3,61 |
3,57 |
3,53 |
3,49 |
3,44 |
|
|
60 |
|
3,85 |
|
3,79 |
|
3,73 |
3,70 |
3,66 |
3,63 |
|
3,59 |
3,56 |
3,53 |
3,50 |
3,46 |
|
|
80 |
|
3,73 |
|
3,70 |
|
3,68 |
3,65 |
3,62 |
3,61 |
|
3,58 |
3,56 |
3,54 |
3,52 |
3,50 |
|
|
100 |
|
3,68 |
|
3,67 |
|
3,65 |
3,62 |
3,61 |
3,60 |
|
3,58 |
3,57 |
3,55 |
3,53 |
3,52 |
|
KFβ – коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся колес (НВ <350): при постоянной нагрузке KFβ = 1; при переменной нагрузке KFβ = K0Fβ · (1 – Х) + Х, где K0Fβ – начальный коэффициент концентрации нагрузки (таблица 5.4), Х – коэффициент режима (см. график нагружения). Для неприрабатывающихся колес (НВ>350) KFβ = K0Fβ.
29
Таблица 5.4
|
, |
|
Коэффициент K0Fβ для варианта расположения колеса |
|
||||||
|
Твердость зубьевколеса НВ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ψd |
Вариант1 |
Вариант2 |
Вариант3 |
Вариант4 |
Вариант5 |
Вариант6 |
Вариант7 |
Вариант8 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
|
0,4 |
≤350 |
2,01 |
1,67 |
1,46 |
1,27 |
1,16 |
1,09 |
- |
- |
|
>350 |
1,53 |
1,34 |
1,23 |
1,13 |
1,08 |
1,05 |
- |
- |
||
|
||||||||||
0,6 |
≤350 |
2,47 |
2,01 |
1,74 |
1,46 |
1,26 |
1,16 |
1,08 |
- |
|
>350 |
1,75 |
1,53 |
1,38 |
1,23 |
1,14 |
1,08 |
1,06 |
- |
||
|
||||||||||
0,8 |
≤350 |
- |
- |
2,01 |
1,62 |
1,41 |
1,31 |
1,21 |
1,08 |
|
>350 |
- |
- |
1,53 |
1,32 |
1,21 |
1,16 |
1,08 |
1.04 |
||
|
||||||||||
1,0 |
≤350 |
- |
- |
2,28 |
1,82 |
1,6 |
1,46 |
1,31 |
1,16 |
|
>350 |
- |
- |
1,67 |
1,42 |
1,31 |
1,23 |
1,16 |
1,08 |
||
|
||||||||||
1,2 |
≤350 |
- |
- |
2,54 |
2,04 |
1,8 |
1,6 |
1,46 |
1,23 |
|
>350 |
- |
- |
1,81 |
1,53 |
1,42 |
1,31 |
1,23 |
1,11 |
||
|
||||||||||
1,4 |
≤350 |
- |
- |
- |
2,28 |
2,01 |
1,74 |
1,6 |
1,32 |
|
>350 |
- |
- |
- |
1,67 |
1,53 |
1,4 |
1,31 |
1,16 |
||
|
||||||||||
1,6 |
≤350 |
- |
- |
- |
- |
2,23 |
2,01 |
1,74 |
1,46 |
|
>350 |
- |
- |
- |
- |
1,67 |
1,53 |
1,38 |
1,23 |
||
|
Примечание: Коэффициент ψd = 0,5 · ψa · (u ± 1). Для открытых зубчатых передач коэффициент ψd = b2 / d1
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:
Расчетное контактное напряжение:
σH = |
K H |
|
(u +1)3 K Hα K HV T2 |
≤ [σ]H , |
|
|
|||||
|
a |
u |
|
b |
|
|
W |
|
|
2 |
|
где KHα = 1,0; KH = 3,2 · 105 – для прямозубых колес;
KHα = 1,1; KH = 2,7 · 105 – для косозубых.
Значения коэффициента KHV принимают по таблице 5.6.
1 |
|
|
8 |
|
|
|
|
2 |
6 |
4 |
3 |
5 |
7 |
5 |
Рисунок 5.3 – Варианты расположения зубчатых колес
30