Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Томский Политехнический Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ / Книга 1 / 3.pdf

Скачиваний:

189

Добавлен:

30.05.2015

Размер:

1.56 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 256 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 > Следующая >>>

		b
		β	π
			π
			m
			n
			β
			t
a	б	Px	πm
Рис. 3.6 . Линии винтовых		Px
Рис. 3.6 . Линии винтовых
	зубьев колес:	Рис. 3.7
	а - правая; б - левая	Рис. 3.7

1 c

2 c

aω

2	2
f	ω
d	ω	2
d	d	2
	d	a
		d
		d
			1
			f
			dω1

da1

Рис. 3.8

Рис. 3.9		M
e2	D	M

d	d				b	a invα
d	D
2	D
2	2				ψ
		αD			ψ
		2	inv	αD2
		αM		αD2
		αM
		2
		d
		b
		2
		Рис. 3.10

3.2.3.2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Таблица 3.7

Алгоритм расчета цилиндрических зубчатых передач

Точность вычислений значений:

-диаметров – до третьего знака после запятой;

–углов – до пятого знака после запятой

Параметры и обозначения		Расчетные формулы и указания
Расчетный	на шестерне	Тн1
момент			См. раздел 13.3
	на колесе	Тн2 = uТн1ηз.п.
Тн , Нм

Частота вращения

шестерни n1 , об/мин

См. раздел 13.3

Передаточное число u

Частота вращения	n	= n1		См. раздел 13.3
колеса, n2 , об/мин	2		u

117

Продолжение табл. 3.7

Параметры и обозначения

Расчетные формулы и указания

Проектный расчет

ψbd

bω

Коэффициент ψbd

dω1

Назначать по табл. 3.8, в зависимости от схемы пере-

дачи (схемы передач представлены на рис. 3.6) и

твердости рабочих поверхностей зубьев

Коэффициент, учитываю-

Назначать по графикам на рис. 3.13 или 3.14, в зави-

щий распределение нагруз-

симости от схемы передачи (схемы передач представ-

ки по ширине венца KH β

лены на рис. 3.11)

Коэффициент ширины

= 2ψbd

венца колеса ψba

u ±1

Допускаемое контактное

Табл. 3.5

напряжение σHp , МПа

Угол наклона зубьев на

в шевронных передачах и в раздвоен-

β=25о-40о

делительном цилиндре

ных ступенях редукторов

βпред , град (предваритель-

в остальных случаях

β=8

ная величина)

-16

Tн1KHβ

Знак «+» отно-

при β=0

aω ≥ 495(u ±1)3

сится к внеш-

ψbauσ2Hp

нему зацепле-

нию,

Межосевое

Tн1KHβ

знак «-» отно-

расстояние aω, мм

при β≠0

aω ≥ 430(u ±1)3

сится к внут-

ψbauσ2Hp

реннему зацеп-

лению

Полученное значение округлить до ближайшего

большего из стандартного ряда размеров (табл. П.50)

При

z1max

40000(u ±1)σFp min

−1 .

KFauσ2Hp

β=0

z1 min – определить по табл. П.197

= 66000(u ±1)χσFp min −1,

Рекомендуемое число

1max

uσ2Hp

при

β −10 2

зубьев шестерни z1

β≠0

где χ = 0,85 −

53,7

при βo≤12o χ принять равным 0,85,

z1 min

– определить по табл. П.199

KFa =1,00

при nст.точн. ≤ 7 ;

KFa = 0,75

при nст.точн. ≥8

118

Продолжение табл. 3.7

Параметры и обозначения

Расчетные формулы и указания

nст.точн. – степень точности передачи (5, 6, 7, 8, 9, 10).

При проектном расчете предварительно рекоменду-

Рекомендуемое число

ется назначать 7-ю или 8-ю степень точности

зубьев шестерни z1

Полученное значение z1max округлить в меньшую сто-

рону до целого числа.

Знак «+» в формулах относится к внешнему зацепле-

нию, знак «-»относится к внутреннему зацеплению

Число зубьев колеса z2

z2 = uz1

Полученное значение

округлить до ближайшего

целого меньшего значения

при β=0

m =

2aω

Знак «+» относится

z2 ± z1

Модуль

внешнему зацеп-

при β≠0

2aω cosβ

лению, знак «-» – к

нормальный mn , мм

± z

)

внутреннему

Полученное

значение округлить до ближайшего стан-

дартного значения по табл. П.200

Значение u, полученное в результате рас-

чета не должно отличаться от заданного

Передаточное число u

u =

более чем на ±3%, в противном случае

необходимо выбрать другое значение z1

(уточненное значение)

из

определенного

выше диапазона

z1min < z1 < z1max

и произвести перерасчет

z2 и u

dω1

2aω

Начальный диаметр dω , мм

u ±1

Знак «+» относится к внешнему зацепле-

dω1

2a u

нию, знак «-» – к внутреннему

u ±1

Рабочая ширина зубчатого

bω =ψbaaω

Полученное значение округлить до ближайшего

венца bω, мм

большего

из

стандартного

ряда

размеров (табл.

П.50)

Коэффициент ψbd

ψbd

bω

(уточненное значение)

dω1

Ширина венца колеса b2, мм

b2 = bω

Ширина венца

b1 = b2 +(2 −5)

шестерни b1, мм

119

Продолжение табл. 3.7

Параметры и обозначения

Расчетные формулы и указания

cosβ =

mn z1 (u ±1)

2aω

Угол наклона зубьев на де-

Рекомендуется проверить условие:

лительном цилиндре β, град

β ≥ arcsin

πmεβmin

(уточненная величина)

bω

где εβmin –

минимально

допустимый

коэффициент

осевого перекрытия, равный 1,1

Окружная скорость v, м/с

v = 5,236 10−5 n d

Cтепень точности

передачи nст. точн.

Определить по табл. П.194

(уточненное значение)

Проверочный расчет

1. Проверка на контактную выносливость

Основной угол наклона

βb = arc sin (sinβcosα)

линии зуба βb

Угол профиля зуба исход-

ного контура в нормальном

α = 20

сечении α, град

Угол профиля αt , град

при β=0

αt

= α

при β≠0

αt

= arc tg

tg α

cosβ

Угол зацепления α

при β=0

αtω = arc cos a cosα

aω

tω

в торцовом сечении

при β≠0

αtω = arc cos

a cosαt

aω

Коэффициент, учитываю-

2cosβb

щий форму сопряженных

ZH =

sin 2αtω

поверхностей зубьев, ZH

Коэффициент,

2E1E2

π[E

учитывающий

В общем

(1 −μ2 ) + E (1−μ2 )]

механические свойства

случае

где μ1 , μ2 – коэффициенты Пуассона,

материалов сопряженных

Е1, Е2 – модули упругости материала,

шестерни и колеса

МПа соответственно шестерни и колеса,

Для сталь-

ZM , Н2 мм

ZM = 274

ных шестер-

ни и колеса

120

Продолжение табл. 3.7

Параметры и обозначения

Расчетные формулы и указания

Коэффициент суммы

xΣ =

0,5

(z2 + z1 )(inv αtω −inv αt )

смещений xΣ

ВнутреннееВнешнее зацеплениезацепление

tg α

эвольвентнойЗначениефункции определитьпо табл. П.202

Коэффициент смещения

стандартом не установлены.

Коэффициент смещения

При исходном контуре по ГОСТ 13755–

шестерни х1

81 разбивку значения xΣ=x1+x2 на состав-

Коэффициент смещения ко-

ляющие x1 и x2 рекомендуется произво-

леса х2

дить по табл. П.195-П.198

Коэффициент разности

xd =

0,5

(z2 − z1 )(inv αtω −inv αt )

смещений xd

tg α

Коэффициент смещения

Рекомендации по разбивке значения

шестерни х1

xd = x2 − x1 на составляющие х1 и х2

колеса х2

Величины х1 и х2 определяются требуе-

мыми качествами передачи

Основной диаметр db , мм

db1 = d

ω1cosαtω

db2 = dω2cosαtω

= d +2h*

m = d +2m

прямозубое

без смещения

зацепление

= d +2h*

m = d

+2m

со смещением

da1 = d1 +2(ha*1 − x2 )mn = d1 +2(1 − x2 )mn

da2

= d2 +2(ha*2 − x1 )mn = d2 +2(1 − x1 )mn

зубьевd

Внешнее

косозубое

d = d +2h* m = d +2m

da2

= d2

+2(ha*2 − x1 )mn

= d2 +2(1 − x1 )mn

мм

без смещения

da2

= d2 +2hf 2mn = d2 +2mn

со смещением

da1 = d1 +2(ha*1 − x2 )mn = d1 +2(1 − x2 )mn

Диаметрвершин

зацепление

прямозубое

da2

= d2

−2

(ha*2 − x2

−0,2)m = d2

−2

(0,8 − x2 )m

= d

+ h* m

= d

= m(z

без смещения

= d

−h*

m = d

−2m = m(z

−2)

со смещением

da1 = d1 +2(ha*1 + x1 )m = d1 +2(1 + x1 )m

Внутреннее

косозубое

со смещением

da1

= d1

+2(ha*1

+ x1 )mn = d1 +2(1 + x1 )mn

= d

+2h*

m = d

+2m

без смещения

= d

−2h*

m = d −2m

da2 = d2 −2(ha*2 − x2 −0,2)mn = d1 −2(0,8 − x2 )mn

121

Продолжение табл. 3.7

Параметры и обозначения

Расчетные формулы и указания

αa1 = arccos

db1

Угол профиля зуба в точке

da1

окружности вершин αa , град

αa2 = arccos

da2

Коэффициент торцового

εa =

z1 (tg αa1 −tg αtω)± z2 (tg αa2 −tg αtω)

2π

перекрытия εα

Знак «+» в «±» относится к внешнему зацеплению,

знак «-» – к внутреннему

Коэффициент, учитывающий

при β=0

Zε = 0,577 4 −εa

суммарную длину

при β≠0

Zε =

контактных линий, Zε

εa

Коэффициент, учитывающий

при β=0

KHα=1

Определить по графику на рис. 3.12 в за-

распределение нагрузки

при β≠0

между зубьями, KH α

висимости от степени точности по нор-

мам плавности (6, 7, 8, 9)

Коэффициент, учитывающий

влияние проявления погреш-

Определить по табл. 3.9

ностей зацепления на дина-

мическую нагрузку, δH

Коэффициент, учитывающий

влияние разности шагов

Определить по табл. 3.9

зацепления зубьев шестерни

и колеса, g0

wHV = δH g0V

aω

Удельная окружная

динамическая сила

Если значения wHV , вычисленные по формуле, пре-

wHV , Н/мм

вышают предельные значения, указанные в табл.

3.11, их следует принять равными этим предельным

значениям

Коэффициент, учитывающий

Назначать по графикам на рис. 3.13 или 3.14 в зави-

распределение нагрузки по

симости от схемы передачи (рис. 3.11) с учетом

ширине венца, KH β

уточнения величины ψbd

Динамическая добавка vH

vH = 4,76 ×10−4

wHV bωdω1

Tн1KHαKHβ

Коэффициент, учитывающий

динамическую нагрузку,

KHV =1+vH

возникающую в зацеплении,

KHV

122

Продолжение табл. 3.7

Параметры и обозначения

Расчетные формулы и указания

Удельная расчетная

= 2000

Tн1KHαKHβKHV

окружная сила WHt , Н/мм

b d

ω1

В общем случае

σH = ZM ZH Zε

WHt (u ±1)

Расчетное

udω1

Для

стальных

шес-

WHt (u ±1)

напряжение σH , МПа

σH = 274ZH Zε

терни и колеса

udω1

Знак «+» в формулах

относится к внешнему зацеп-

лению, знак «-» – к внутреннему

Полученное значение σH необходимо сравнить с допускаемым σHp (табл. 3.5). Должно выполняться условие σH ≤ σHp .

Недогрузка по контактным напряжениям более 25% не рекомендуется. Если условие прочности не выполняется, то следует:

–или увеличить ширину зубчатого венца,

–или увеличить межосевое расстояние,

–или назначить другие материалы шестерни и колеса,

–или назначить другую термообработку.

Затем, после принятой корректировки, следует произвести перерасчет передачи

2. Проверка на выносливость при изгибе

Коэффициент торцового	См. раздел данной таблицы «1. Проверка на кон-
перекрытия εα	тактную выносливость»
Коэффициент, учитывающий	при β=0	KF α =1
Коэффициент, учитывающий			6 +(εα −1)		(nст.точн. −3)
распределение нагрузки		KFα =	6 +(εα −1)		(nст.точн. −3)	,
между зубьями, KF α	при β≠0			6εα
		где nст. точн. . – степень точности передачи
Коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки по	Определить по графикам на рис. 3.15, 3.16
ширине венца, KFβ
Коэффициент, учитывающий	при β=0	δF = 0,016
влияние вида зубчатой
влияние вида зубчатой	при β≠0	δF = 0,006
передачи, δF	при β≠0	δF = 0,006
Коэффициент, учитывающий
влияние разности шагов	Определить по табл. 3.10
зацепления зубьев шестерни	Определить по табл. 3.10
и колеса g0

123

Продолжение табл. 3.7

Параметры и обозначения

Расчетные формулы и указания

= δF g0vaω

Удельная окружная

Если значения wFv , вычисленные по формуле,

динамическая сила

wFv , Н/мм

превышают предельные значения, указанные в

табл. 3.11, их следует принять равными этим

предельным значениям

Динамическая добавка vF

vF = 4,76 ×10−4

wFV bωdω1

Tн1KFαKFβ

Коэффициент, учитывающий

динамическую нагрузку, воз-

KFv =1+vF

никающую в зацеплении KFv

Эквивалентное число

cos3 β

зубьев zv

V 2

cos3 β

Коэффициент, учитывающий

YF1

Определить для колес с внешними зубьями

по графику на рис. 3.17, для колес с внут-

форму зуба YF

YF 2

ренними зубьями – по графикам на

рис. 3.18, 3.19

Коэффициент, учитывающий

при β=0

Yβ =1

наклон зубьев зубьев, Yβ

при β≠0

Yβ

=1−

140

Удельная расчетная

= 2000

Tн1KFαKFβKFV

окружная сила WHt , Н/мм

b d

ω ω1

Расчетное напряжение на

σF1

YF1YβWFt

переходной поверхности,

При β=0 mn=m

YF 2YβWFt

σF , МПа

σF 2 =

Полученные значение σF1 и

σF 2

необходимо сравнить с допускаемыми σFp1 и σFp2

(табл. 3.5).

Должно выполняться условие:

σF1 ≤ σFp1 ; σF 2 ≤ σFp2 .

Если условие прочности не выполнено, то следует увеличить величину модуля mn

(m), уменьшив пропорционально z1 и z2.

При этом:

- если межосевое расстояние aω не изменилось, то после корректировки следует

произвести только перерасчет по проверке на выносливость при изгибе;

124

Окончание табл. 3.7

- если межосевое расстояние aω изменилось, то после корректировки следует про-

извести перерасчет и по проверке на контактную выносливость, и по проверке на выносливость при изгибе.

Если в итоге приведенных выше расчетов результаты удовлетворяют условиям прочности на контактную и изгибную выносливость, далее необходимо произвести геометрический расчет передачи:

-прямозубая передача с внешним зацеплением (табл. 3.12);

-косозубая передача с внешним зацеплением (табл. 3.13);

-прямозубая передача с внутренним зацеплением (табл. 3.14);

-косозубая передача с внутренним зацеплением (табл. 3.15)

Таблица 3.8

Значения коэффициента ψbd max

Расположение опор относительно зубчатого	ψbdmax при твердости рабочих
Расположение опор относительно зубчатого	поверхностей зубьев
венца (рис. 3.11)	поверхностей зубьев
венца (рис. 3.11)	H2 ≤ 350 HB	H2 >350 HB
	H2 ≤ 350 HB	H2 >350 HB
Симметричное и вблизи зубчатого венца
(передачи 5 и 6)	1,20-1,35	0,90-1,00
Несимметричное при высокой жесткости	1,20-1,35	0,90-1,00
Несимметричное при высокой жесткости
конструкции (передача 4)	1,00-1,10
Несимметричное (передачи 2 и 3)	1,00-1,10	0,65-0,75
По одну сторону от зубчатого венца (передачи 1)	0,60-0,70	0,45-0,55
Обычно принимают ψbd = (0,8 −0,95)ψbd max

5	4
	4
	2
	1

6
2	2	4
2	2
	Рис. 3.11

		Таблица 3.9
Значение коэффициента δН

Твердость поверхностей зубьев по Бринеллю	Вид зубьев	δН
При H1≤350 HB или H2≤350 HB	прямые	0,006
При H1≤350 HB или H2≤350 HB	непрямые	0,002
	непрямые	0,002
При H1>350 HB и H2>350 HB	прямые	0,014
При H1>350 HB и H2>350 HB	непрямые	0,004
	непрямые	0,004
125

									Таблица 3.10
		Значение коэффициента g0
Модуль m, мм		Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643-81
Модуль m, мм		5	6			7		8	9
		5	6			7		8	9
До 3,5		28	38			47		56	73
Св. 3,5 до 10		31	42			53		61	82
Св. 10		37	48			64		73	100
									Таблица 3.11
		Значение коэффициентов wHV max , wFV max
Модуль m, мм		Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643-81
		5	6			7		8	9
До 3,5		85	160			240		380	700
Св. 3,5 до 10		105	194			310		410	880
Св. 10		150	250			450		590	1050
		KHα	9
				8		7
						7
		1,1
						6
		1,0	5	10	15	v, м/с
		0	5	10	15	v, м/с
				Рис. 3.12
KHb		1			KHb		1		2
		1					1		2
1,3					1,4				3
					1,4
			3
		2	3		1,3				4
		2							4
				4
1,2				4					5
1,2				5	1,2				5
					1,2				6
1,1				6					6
				6	1,1


1,0		H2 <HB 350			1,0				H2 >HB 350
1,0			1,6	ψbd		0	0,4	0,8	1,2 ψbd
0	0,4	0,8 1,2	1,6	ψbd		0	0,4	0,8	1,2 ψbd
		Рис. 3.13						Рис. 3.14
				126

KFβ								KFβ				2
1,7		1						1,7		1		2	3
													3

1,6						2		1,6
1,6								1,6					4
													4
1,5						3		1,5
1,4						4		1,4					5
1,4						4		1,4
1,3							5	1,3
1,3								1,3					6
							6						6
1,2							6	1,2
1,2								1,2
1,1								1,1
1,0					H2 <HB 350			1,0			H2 >HB 350
1,0	0	0,4		0,8	1,2	1,6	ψbd	1,0	0	0,4	0,8	1,2	ψbd
				Рис. 3.15						Рис. 3.16
Y F
4,3	x=0,1							x=0
	x=0,1							x=-0,1
4,1	x=0,2								x=-0,2
4,1										x=-0,3x=-0,4

3,9	x=0,3
										x=-0,5
3,7	x=0,4
3,5	x=0,5
3,3	x=0,6
3,1	x=0,7
3,1	x=0,8
2,9
10 12		14	17	20	25	30	40	50	60	80			8	Zv
10 12		14	17	20	25	30	40	50	60	80	100 150200			Zv
						Рис. 3.17
							127

YF			x=-0,5					x=-0,8			YF							x
			x=-0,5					x=-0,8			3,90							x
																			=
3,30																				-					x=-0,8
3,30																				0,					x=-0,8
	x=-0,2												x									5
	x=-0,2												x
													=
														-
															0
											3,70					,
3,10											3,70	x=0					2
3,10	x=0

											3,50
2,90 x=0,2											3,50	x=0,2
2,70	x=0,4										3,30	x=0,4
2,70		,6									3,30
	=0
	x							x=0,8						6
								x=0,8			3,10									8

													,
2,50													=					0							x=1,0
		x=1,0										x					=								x=1,0
																x
2,35											2,90
2,35								80	100 140 Z2		2,90															100 140 Z2
40			50			60		80	100 140 Z2		40		50						60						80	100 140 Z2
								z1=10		Рис. 3.18												z1=20
YF										Рис. 3.18
YF				x=-0,2							YF		x=-0,2
				x=-0,2									x=-0,2
3,80											3,80		x=0
	x=0												x=0
3,60	x=0
3,60			0,2										x=0,2
			0,2										x=0,2
		=
		x	4								3,60			0,4
			4
3,40			,
3,40		=0				6							=
	x					6							x
						,							x
					0
				=				8	x=1,0									6							8
			x															6
			x															,
								,								0								,
							0									0							0			x=1,0
						=									=							=
3,20						=								x								=
						x					3,45			x							x
	50		60					80	100	140 z2	3,45	70			80										100	140	z2
	50		60					80	100	140 z2		70			80										100	140	z2
							z1=30			Рис. 3.19												z1=40
																										Таблица 3.12

Формулы для геометрического расчета прямозубой передачи внешнего зацепления.
		ГОСТ 16532-70. Размеры, мм
	b1	W	Исходные данные
1a	b1		Угол профиля исходного профи-	20о
1a			Угол профиля исходного профи-	20о
d	d1		ля в нормальном сечении α, град
d	d1		Число зубьев шестерни z1
		sc	Число зубьев шестерни z1
	ω	sc	Число зубьев колеса z2	Принять из
	a		Число зубьев колеса z2	Принять из
	2 a2		hc	предыдуще-
	d d		hc	предыдуще-
	b2		Модуль m, мм	го расчета
			Передаточное число u	го расчета
			Передаточное число u	(табл. 3.7)
			Межосевое расстояние aω, мм
Угол зацепления αω , град			Без смещения
Угол зацепления αω , град			Табл. 3.12
Делительное межосевое			a = aω
расстояние a, мм			a = aω
расстояние a, мм

128

			Окончание табл. 3.12

Параметры и обозначения			Расчетные формулы и указания
Делительный диаметр d, мм		d1 = z1m
Делительный диаметр d, мм		d2 = z2m
		d2 = z2m
Диаметр начальной		dω1
окружности dω , мм
окружности dω , мм		dω2	Табл. 3.7
Диаметр вершин зубьев da , мм		da1	Табл. 3.7
		da1
		da2
		da2
Диаметр впадин d f , мм		d f 1 = d1 −2h*f 1m = d1 −2,5m = m(z1 −2,5)
(справочный размер)		d f 2 = d2 −2h*f 2m = d2 −2,5m = m(z1 −2,5)
	Со смещением
Угол зацепления αω , град		Табл. 3.7
Коэффициент суммы		Табл. 3.7
смещений xΣ		Табл. 3.7
смещений xΣ
Коэффициент смещения x		x1	Табл. 3.7
Коэффициент смещения x		x2	Табл. 3.7
		x2
Делительное межосевое		a = 0,5m(z2 + z1 )
расстояние a, мм		a = 0,5m(z2 + z1 )
расстояние a, мм
Делительный диаметр d, мм		d1 = z1m
Делительный диаметр d, мм		d2 = z2m
		d2 = z2m
Диаметр начальной		dω1
окружности dω , мм
окружности dω , мм		dω2	Табл. 3.7
Диаметр вершин зубьев da , мм		da1	Табл. 3.7
		da1
		da2
		da2
Диаметр впадин d f , мм		d f 1 = d1 −2(h*f 1 − x1 )m = d1 −2(1,25 − x1 )m
(справочный размер)		d f 2 = d2 −2(h*f 2 − x2 )m = d2 −2(1,25 − x2 )m

129

Таблица 3.13

Формулы для геометрического расчета косозубой передачи внешнего зацепления. ГОСТ 16532-70. Размеры, мм

			b1					Исходные данные
			b1				A A	Угол профиля зуба исходного контура в
			°				W	нормальном сечении; α, град
		0
a1	9				A	d1		Нормальный модуль зубьев mn , мм
a1					A	d1		Нормальный модуль зубьев mn , мм
d				A		β		Число зубьев шестерни z1
				A		β	Б Б	Число зубьев шестерни z1
							Б Б	Число зубьев колеса z2
				Б		aω	sc	Передаточное число u
β				Б		a2	hc	Передаточное число u
β					Б	d2 d	hc	Ширина зубчатого венца
		90						Ширина зубчатого венца
		90						шестерни b1 , мм
				°				Ширина зубчатого венца колеса b2 , мм
			b					Ширина зубчатого венца колеса b2 , мм
								Межосевое расстояние aω, мм
								Угoл наклона линии зуба β, град
Параметры и обозначения								Расчетные формулы и указания

20о

предыдущего	(табл. 3.7)
Принять из	расчета

Без смещения

Делительное межосевое

a = aω

расстояние a, мм

Окружной (торцовый)

m =

модуль mt , мм

cosβ

Угол профиля αt , град

Табл. 3.12

Угол зацепления αtω , град

Начальный диаметр dω , мм

dω1

Табл. 3.7

dω2

n z1

cosβ

Делительный диаметр d, мм

mn z2

cosβ

Диаметр вершин зубьев

da , мм

dal

Табл. 3.7

da2

= d −2m h*

= d +2,5m = m

(z −2,5)

f 1

Диаметр впадин зубьев

d f , мм

= d

−2m h*

= d

+2,5m

= m

−2,5)

f 2

(справочный размер)

Табл. 3.7

130

								Окончание табл. 3.13

Параметры и обозначения							Расчетные формулы и указания
	Со смещением
Коэффициент смещения x		x1					Табл. 3.7
Коэффициент смещения x		x2					Табл. 3.7
		x2
Делительное межосевое		a =		mn			(z2 + z1 )
расстояние a, мм							2cosβ

		d	=		mn z1
		d	=
		1			cosβ
Делительный диаметр d, мм					cosβ
Делительный диаметр d, мм		d2	=			mn z2
						mn z2
						cosβ
						cosβ

Начальный диаметр dω , мм		dω1
Начальный диаметр dω , мм		dω2					Табл. 3.7
		dω2
Диаметр вершин зубьев da , мм		da1
		da1
		da2
		da2
Диаметр впадин d f , мм		d f 1 = d1 −2(h*f 1 − x1 )mn = d1 −2(1,25 − x1 )mn
(справочный размер)		d f 2 = d1 −2(h*f 2 − x2 )mn = d2 −2(1,25 − x2 )mn

				Таблица 3.14
Алгоритм геометрического расчета зубчатых цилиндрических прямозубых передач
			с внутренним зацеплением. Размеры, мм
				Исходные данные
				Угол профиля зуба исходного контура в	20о
				нормальном сечении; α, град
		b2		Модуль зубьев m, мм
		2		Число зубьев шестерни z1
		da	hc1	Число зубьев колеса z2
				Число зубьев колеса z2
				Передаточное число u
ω		b1	sc1	Передаточное число u
a		b1	sc1	Ширина зубчатого венца
a1			1 hcs2c	Ширина зубчатого венца	предыдущегоПринять из расчетатабл3.7)(.
a1				шестерни b1 , мм
d Wdω1	dω2			шестерни b1 , мм
				Ширина зубчатого венца колеса b2 , мм
				Межосевое расстояние aω, мм
Угол зацепления αω , град				Без смещения
Угол зацепления αω , град				Табл. 3.7
Делительное межосевое				a = aω
расстояние а, мм				a = aω
расстояние а, мм				d1 = dω1 = z1m
Делительный диаметр d, мм				d1 = dω1 = z1m
Делительный диаметр d, мм				d2 = dω2 = z2m
				d2 = dω2 = z2m
				131

								Окончание табл. 3.14

Параметры и обозначения				Расчетные формулы и указания
Диаметр начальной		dω1
окружности dω , мм
окружности dω , мм		dω2			Табл. 3.7
Диаметр вершин зубьев da , мм		da1			Табл. 3.7
		da1
		da2
		da2
Диаметр впадин d f , мм		d	f 1	= d −2		(c +m)		= d −2mh*		= m(z −2,5)
Диаметр впадин d f , мм			f 1	1		1		1	f 1	1
(справочный размер)		d f 2 = d2 +2(c2 +m) = d2 +2mh*f 2 = m(z2 +2,5)
	Со смещением
Угол зацепления αω , град
		Табл. 3.7
Коэффициент разности		Табл. 3.7
смещений xd
Коэффициент смещения x		х1			Табл. 3.7
Коэффициент смещения x		х2			Табл. 3.7
		х2
Делительное межосевое		a = 0,5m(z2 − z1 )
расстояние а, мм		a = 0,5m(z2 − z1 )
расстояние а, мм
Делительный диаметр d, мм		d1 = z1m
Делительный диаметр d, мм		d2 = z2m
		d2 = z2m
Диаметр начальной		dω1
окружности dω , мм
окружности dω , мм		dω2
Диаметр начальной		dω1			Табл. 3.7
окружности dω , мм
		dω2
		dω2
Диаметр вершин зубьев da , мм		da1
Диаметр вершин зубьев da , мм		da2
		da2
Диаметр впадин d f , мм		d	f 1	= d −2(h*			− x )m = d −2		(1,25 − x )m
Диаметр впадин d f , мм			f 1	1		f 1	1	1		1
(справочный размер)		d f 2 = d1 +2(h*f 2 + x2 )m = d2 +2(1,25 + x2 )m

132

						Таблица 3.15
Формулы для геометрического расчета косозубой передачи внутреннего зацепле-
						ния. Размеры, мм
						Исходные данные
					A A	Угол профиля зуба исходного контура в	20	о
					A A	нормальном сечении; α, град	20
W		b2				Нормальный модуль зубьев mn , мм
W		b2				Число зубьев шестерни z1
	dω2 da2					Число зубьев шестерни z1
	dω2 da2					Число зубьев колеса z2
A		b1		h		Число зубьев колеса z2
A						Передаточное число u
A		°
A		°
aω	0				sc1
aω	9		A		sc1	Ширина зубчатого венца
			A	β	hc1s2c	Ширина зубчатого венца	предыдущегоПринять из расчетатабл3.7)(.
da1 dω1		A		β		шестерни b1 , мм
		A				Ширина зубчатого венца колеса b2 , мм
						Ширина зубчатого венца колеса b2 , мм
						Межосевое расстояние aω, мм
						Угол наклона линии зуба β
						Угол наклона линии зуба β
Параметры и обозначения						Расчетные формулы и указания
Угол профиля αt , град						Со смещением
Угол профиля αt , град
Угол зацепления αtω , град
Коэффициент разности						Табл. 3.7
смещений xd						Табл. 3.7
смещений xd

Коэффициент смещения х	х1
Коэффициент смещения х	х2
	х2
Делительное межосевое		a =	m(z2 − z1 )
расстояние а, мм		a =	2cosβ

d1 = cosz1mβn

Делительный диаметр d, мм

d2 = cosz2mβn

Диаметр начальной	dω1
окружности dω , мм
окружности dω , мм	dω2	Табл. 3.7
Диаметр вершин зубьев da, мм	da1	Табл. 3.7
	da1
	da2
	da2
Диаметр впадин df	d f 1 = d1 −2(h*f 1 − x1 )mn = d1 −2(1,25 − x1 )mn
(справочный размер)	d f 2 = d1 +2(h*f 2 + x2 )mn = d2 +2(1,25 + x2 )mn

133

Таблица 3.16

Формулы для определения величин составляющих силы в зацеплении цилиндрической передачи

T1	Fr21	Fa21				T2
	Fr21	Fa21
Ftω12		Ftω21
Fa12 Fr12		Ftω12 = Ftω21			T1		Fr21	Fa21
Fa12 Fr12		Fr12	= Fr21					Fa21
T2		Fr12	= Fr21
T2		Fa12	= Fa21	Ftω12 Fa12 Fr12				F tω21
		Fa12	= Fa21	Ftω12 Fa12 Fr12				F tω21
Параметры и обозначения			Расчетные формулы и указания
Расчетный крутящий момент, Тн , Нм			Тн1
Расчетный крутящий момент, Тн , Нм			Tн2
			Tн2			Табл. 3.7
Диаметр начальной			dω1			Табл. 3.7
Диаметр начальной			dω1
окружности dω , мм			dω2
Угол профиля αt , град
Угол зацепления αtω			Табл. 3.7
в торцовом сечении			Табл. 3.7
в торцовом сечении
Угол наклона зубьев на
делительном цилиндре β, град					tgβcosαt
Угол наклона зубьев на			βω = arc tg		tgβcosαt
начальном цилиндре βω, град			βω = arc tg			cosαtω
начальном цилиндре βω, град						cosαtω
			при х2±х1≠0			F	= 2000 Tн1	= 2000 Tн2
Окружная составляющая Ftω ( Ft ), Н			при х2±х1≠0			tω	dω1	dω2
							dω1	dω2
						F = 2000 Tн1 = 2000 Tн2
			при х2±х1=0			F = 2000 Tн1 = 2000 Tн2
			при х2±х1=0			t	d1	d2
							d1	d2
Радиальная составляющая Fr , Н			при х2±х1≠0			Fr = Ftωtgαtω
Радиальная составляющая Fr , Н			при х2±х1=0			Fr = Ft tgαtω
			при х2±х1=0			Fr = Ft tgαtω
Осевая составляющая Fa , Н			при х2±х1≠0			Fa	= Ftωtgβω
Осевая составляющая Fa , Н			при х2±х1=0			Fa	= Ft tgβ
			при х2±х1=0			Fa	= Ft tgβ

Таблица 3.17

Ориентировочные значения коэффициента полезного действия одноступенчатых цилиндрических передач на подшипниках качения

	Вид передачи	КПД
	Закрытая с жидкой смазкой обычного изготовления	0,98-0,985
	с окружной скоростью v≤12 м/с	0,98-0,985
	с окружной скоростью v≤12 м/с
	Открытая с пластичной смазкой	0,96-0,97
	134

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 256 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке Книга 1

#
30.05.20151.25 Mб1421-2.pdf
#
30.05.20151.56 Mб1893.pdf
#
30.05.20151.79 Mб3294-6.pdf
#
30.05.20151.8 Mб3277-13.pdf