Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

05 семестр / Книги и методические указания / Баловнев Расчет цилиндрических зубчатых передач

.pdf
Скачиваний:
135
Добавлен:
27.02.2014
Размер:
632.93 Кб
Скачать

11

Модули m в мм по стандарту ГОСТ 9563-80

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 5

Ряд 1

1,5

2

2,5

3

4

5

6

8

10

Ряд 2

1.75

2,25

2,75

3,5

4,5

5,5

7

9

11

Задаются ориентировочно углом наклона зубьев β : для косозубых колес редукторов

в пределах 8о...20о , для косозубых колес коробок передач - 20о...30о , для шевронных -

25о...40о .

Определяют числа зубьев z1 и z2

 

 

 

z1

=

2 aw cos β

,

 

 

 

(13)

 

 

 

m ( u ±

1 )

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

z2 = z1 u .

 

 

 

 

 

 

(14)

Полученные значения округляют до целых чисел.

 

 

 

 

 

 

 

Примечание. Если число зубьев z1 < 17 , то следует выполнить проверку на

возможность

подрезания зуба по формуле (15).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

zmin = 2 (cos2 β / tg2αw +1) cosβ .

 

(15)

Здесь αw = 200 - угол зацепления.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.6.3.2. При

колесе

и

шестерне с

 

упрочненной поверхностью

зубьев

( H > 45HRC )

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Из условий равнопрочности по контактным напряжениям и изгибу определяют

наибольшее допустимое произведение

 

 

[σ]F

 

 

 

 

 

(z

Y

)

 

= A 103

 

u ±1 ,

 

(16)

 

 

 

 

 

V 1

FS

max

 

 

[σ]2

u

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

H

 

 

 

где zV 1 - эквивалентное число

зубьев шестерни;

YFS -

коэффициент,

учитывающий

формулу зубьев и концентрацию напряжений.

 

 

 

 

 

 

 

При этом допускаемое напряжение изгиба устанавливают по п. 2.5. Для прямозубых

колес A =190 , косозубых и шевронных A = 220 .

 

 

 

 

 

По найденному

произведению

( z1 YFS )

из

рис. 4 находят возможные

zV 1 и

коэффициент смещения x1 . При этом расчет следует вести для нескольких вариантов zV 1 и

x

1 с тем, чтобы после окончательного определения модуля по п. 2.6.4., угла наклона зуба

β

по п. 2.6.5. и коэффициента осевого перекрытия εβ по п. 2.6.6. выбрать более

целесообразный вариант.

12

Примечания:

1. Если определенное по формуле (16) произведение ( z1 YFS ) при данном zV 1

оказывается больше величин, соответствующих на рис. 4 линии а а, то лимитирующим является контактное напряжение и смещение определяется только условием отсутствия подрезания.

2. Следует иметь в виду, что рис. 4 дает значение коэффициента смещения x1 при данном zV 1 из условия равнопрочности по контактным напряжениям и изгибу при диаметре dw1 , определенному по контактным напряжениям. Поэтому с увеличением числа зубьев zV 1 модуль уменьшается и требует большее смещение x1 .

Задаются ориентировочно углом наклона зубьев β согласно п. 2.7.3.1. и определяют числа зубьев:

z

= z

cos3 β

и

z

2

= z

1

u .

 

 

Округляют

 

z

1

 

и

z

2

до

целых

чисел.

Находят

1

V 1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

эквивалентные числа зубьев

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

z

 

=

 

 

z1

 

 

 

 

 

и

z

=

 

 

z2

β

,

 

 

 

 

(17)

 

 

 

 

 

 

V

1

 

cos3 β

 

 

 

 

 

V2

 

 

cos3

 

 

 

 

 

 

и по блокирующему контуру в приложении 3 к ГОСТ 16532-70 проверяют допустимость

смешение

x1 и находят смещение

x2 . При z1 + z2 < 60 рекомендуется равносмещенная

передача, т.е. x2 = −x1 .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Графики для определения ( z1 YFS )

 

 

 

 

 

zV1

 

 

 

 

 

 

 

 

8

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

=

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

x

=

 

 

7

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

x

1

а

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

17

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

 

6

 

5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

,

 

 

 

4

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

16

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

,

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

 

,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

x

=

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

15

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

14

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12

 

 

 

а

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

70 (zV1 YF S )

 

 

 

40

 

45

 

 

50

 

 

 

 

 

55

 

 

 

 

 

60

 

 

 

65

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 4

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13

2.6.4. Определяют модуль

m =

2 dw1

cos β

 

 

(18)

z1

 

 

+ z2

иокругляют его до стандартного по табл. 5 п. 2.7.3.1.

2.6.5.Находят окончательно:

передаточное число

u =

z2

;

 

 

 

 

 

 

 

(19)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

z

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

угол наклона зуба β ( cos β );

 

 

 

 

 

 

 

β = arccos

m ( z1 + z2 )

;

(20)

(cosβ =

m ( z1 + z2 )

);

(20а)

 

 

 

 

 

 

2 aw

 

 

 

 

2 aw

 

( β фиксируется до минут или четвертого знака после запятой;

cos β - до шестого знака

после запятой);

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

осевой шаг

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

px =

π m

.

 

 

(21)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

sin β

 

 

 

 

 

2.6.6. Определяют коэффициент осевого перекрытия

 

 

 

 

 

 

 

εβ

= bw2 / px ,

 

 

(22)

который рекомендуется εβ 1,1. В крайнем случае не менее 0,9 .

 

Расчет геометрии по п.п. 2.6.3. - 2.6.6. целесообразно вести в нескольких вариантах.

Выбирают тот, у которого u ближе к заданному, а εβ 1.

 

2.6.7. Диаметры зубчатых колес

 

 

 

 

 

 

2.6.7.1. Делительные диаметры

 

 

 

 

 

 

d

=

m z1

;

d

2

=

m z2

.

(23)

 

 

 

1

 

cosβ

 

 

cosβ

 

2.6.7.2. Диаметры вершин зубьев:

 

 

 

 

 

 

колес внешнего зацепления

 

 

 

 

 

 

 

 

 

da1 =d1 +2 m (1 + x1 y );

da2 =d2 +2 m (1+x1 y);

(24)

колес внутреннего зацепления

 

 

 

 

 

 

 

 

 

da1 =d1 +2 m (1 + x1 );

da2 =d2 2 m (1x1 0,2);

(24а)

где x1 и x2 - коэффициенты смещения

шестерни и колеса; y = −( aw a ) / m -

коэффициент воспринимаемого смещения; a = 0,5 m ( z2 ± z1 ) - делительное межосевое

14

расстояние.

 

 

 

 

 

 

 

 

2.6.7.3. Диаметры впадин:

 

 

 

 

 

 

 

 

колес внешнего зацепления

 

 

 

 

 

 

 

 

df1 =d1 2 m (1,25x1 );

df 2 =d2 2 m (1,25x2 );

(25)

колес внутреннего зацепления

 

 

 

 

 

 

 

 

df1 =d1 2 m (1,25x1 );

df 2 =d2 +2 m (1,25x2 ).

(25а)

2.6.7.4. Начальные диаметры

 

 

 

 

 

 

 

 

dw1

=

2 aw

 

dw2 =

2

aw u

 

(26)

u ±1

 

u ±1

 

 

 

 

 

Примечание. Диаметры и контрольные размеры колес находят с точностью до сотых долей мм выполняют проверку по формуле d1 + d2 = 2 aW .

2.6.7.5. Уточнение коэффициента относительной ширины зубчатого венца ведут по формуле

ψbd =

bw2

.

(27)

 

 

dw1

 

Если его величина выходит за рекомендуемые пределы по табл. 3, то степень точности колес корректируют.

2.6.8. Коэффициент торцового перекрытия передачи без смещения находят по формуле

 

 

 

 

εα = εα1 +εα2 ,

 

 

(28)

где εα1

и εα2 - составляющие коэффициента торцового перекрытия шестерни и

колеса соответственно по рис. 5.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Пример. Дано:

z = 27 ,

z

2

= 55 ,

β = 150 .

По

графику определяем

(см. пунктир)

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

εα1 = 0,78 , а εα2 = 0,845 .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

При β

< 20o коэффициент торцового перекрытия можно определять по формуле

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

cos β .

 

 

εα

 

 

 

 

± z

 

(28а)

 

= 1,88 3,2 z

2

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

Примечание. Для передач со смещением коэффициент торцового перекрытия передачи находят по приложению 2 ГОСТ21354-87.

 

 

 

 

 

 

15

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

График для определения εα1 и εα2

 

 

ea

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

b=0o

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8o

0,9

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

15o

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,85

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

20o

0,8

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

25o

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,75

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

30o

0,7

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

35o

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,65

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,6

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

40o

0,55

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,5

8

9 10

12

14 16 18 20

25

30

40

50

60

80

100 120

z

 

 

 

 

 

 

Рис. 5

 

 

 

 

 

2.6.9. Суммарный коэффициент перекрытия находят по формуле

 

εγ = εα +εβ .

(29)

2.7.Размеры для контроля взаимного положения разноименных профилей

2.7.1.Постоянная хорда, выраженная в долях модуля

sc* = π

cos2 α + x sinα .

(30)

2

 

 

2.7.2. Постоянная хорда

 

 

 

sc = sc* m

(31)

2.7.3. Высота до постоянной хорды

 

hc = 0,5 [(da d )m sc* tgα]

(32)

16

2.8.Скорость и силы в зацеплении

2.8.1.Окружная скорость

V = π dw1 n1 .

60000

2.8.2. Окружная сила

F = 2000 T2 .

t dw2

2.8.3. Радиальная сила

Fr = Ft costgαβw .

2.8.4. Осевая сила

Fx = Ft tgβ .

2.9. Проверка заготовок колес на прокаливаемость

(33)

(34)

(35)

(36)

Окончательный выбор марки стали при колесах с упрочненной поверхностью должен проводиться с учётом прокаливаемости в зависимости от предела прочности σв или твердости HB ( HRC ) сердцевины по рис. 6, для улучшенных колес - по рис.7.

Размеры, определяющие прокаливаемость, устанавливаются по рис.8.

σв ,

HB и HRC сердцевины сталей с поверхностным упрочнением

 

в

 

25Х ГТ

H B H RCЭ

 

МПа

 

 

 

 

 

 

1500

 

 

 

400

 

 

1400 20ХН 2М

 

 

 

 

 

30Х ГТ

360 40

 

1300

 

 

 

 

 

1200

 

 

25ХГМ

320

35

 

1100

 

 

 

 

 

 

 

 

280

30

 

1000 12ХН3А

 

20ХН 3А

 

 

240 25

 

900

 

 

18ХГТ

 

800

 

 

 

200

20

 

700

 

 

20Х Н

 

 

 

 

 

 

 

600

 

 

 

 

 

 

10

15

20

30 40 50 60 80 S мм

 

 

 

 

 

Рис.6

 

 

 

 

 

17

 

 

 

σв ,

HB и HRC улучшенных сталей

 

в

 

 

40ХН

H B H RCЭ

МПа

 

40ХН2М А

325 35

 

 

1100

 

 

 

300

 

1000

 

 

40Х

30

 

 

275

 

40ХФА

900

 

250

25

 

40

45

800

 

225

20

 

 

 

700

 

 

 

200

 

10

15

20

30 40 50 60 80 S мм

 

 

 

 

Рис. 7

 

 

 

Размеры, определяющие прокаливаемость

 

da

dda

b

K

S

b

S =

da

+3мм

меньшее из двух

большее из двух

 

2

 

 

da d

 

 

 

 

 

S =

или S = b

S = ( 5...6 ) m или S = K ,

 

 

 

 

 

 

 

2

 

K = ( 0,4...0,5 ) b

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 8

 

3.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

3.1.Расчет на сопротивление усталости для стальных колес производят по формуле

σ

H

= 190 Z

H

Z

ε

Ft K H

u ± 1 [σ ] .

( 37)

 

 

 

bw 2 dw1 u

H

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Передаточное число u, ширину колеса bw2 и

начальный диаметр шестерни dw1

берут из геометрических расчетов п. 2.6.3...2.6.7.

3.1.1. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

при x 0 и x

2

0 -

Z

H

= 1

2 cos βв ;

(38)

1

 

 

cosαt

tgαtw

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

18

 

 

 

 

 

при x

= x

2

= 0 -

Z

H

=

4 cos βв

;

 

 

 

(38а)

1

 

 

 

 

 

sin 2 αt w

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

или по рис. 9.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Коэффициент ZH

 

 

 

 

 

ZH

 

 

 

 

 

-0,02=(x1+x2)/(z1+z2)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2,7

-0,015

 

-0,015

 

 

 

 

 

 

-0,005

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2,5

0,0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,005

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2,3

0,01

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,02

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2,1

0,03

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,04

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,05

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1,9

0,06

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,08

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1,7

5

 

10

15

20

25

30

35

40

 

 

 

 

 

0

 

b

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 9

 

 

 

 

Здесь αt

-

делительный угол профиля в торцовом сечении; αtw - угол зацепления;

βв - основной угол наклона.

3.1.2.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Для прямозубых колес

Zε =

4 εα .

 

 

 

(39)

 

 

 

 

3

 

 

 

 

 

Для косозубых и шевронных колес:

 

 

 

 

 

 

 

при εβ <1 - Zε =

( 4 εα )

(1 εβ )

+

εβ

; (40) при εβ

1 -

Zε =

1

(40а).

3

 

εα

εα

 

 

 

 

 

 

 

Примечание. Для прямозубых колес без смещения при α = 20о ZH Zε = 2,25 .

19

3.1.3 Коэффициент нагрузки

 

 

 

KH = K A KHV KHβ KHα ;

 

 

 

(41)

3.1.3.1. Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку K A

Если

циклограмма нагружения

включает внешние

динамические

нагрузки, то

K A = 1 . В противном случае при расчётах на сопротивление усталости

K A

принимают

по табл. 6.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Коэффициент внешней динамической нагрузкиK A

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 6

 

Тип двигателя

 

 

 

Тип рабочей машины

 

 

 

 

 

 

I

 

II

 

III

 

IV

Электродвигатель;

паровые

и газовые

1,00

 

1,25

 

1,5

 

1,75

турбины

при

 

стабильных

режимах

 

 

 

 

 

 

 

эксплуатации

и

небольших

пусковых

 

 

 

 

 

 

 

моментах.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Гидравлические

двигатели,

паровые

и

1,10

 

1,35

 

1,60

 

1,85

газовые турбины при больших часто

 

 

 

 

 

 

 

возникающих пусковых моментах.

 

 

 

 

 

 

 

 

Многоцилиндровый

двигатель

внутреннего

1,25

 

1,50

 

1,75

 

2,00 и

сгорания.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

выше

Одноцилиндровый

двигатель

внутреннего

1,50

 

1,75

 

2,00

 

2,25 и

сгорания.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

выше

Тип рабочей машины:

I – электрический генератор; равномерно работающие ленточные, пластинчатые конвейеры; легкие подъемники; вентиляторы; мешалки для веществ равномерной плотности; турбокомпрессоры; легкие центрифуги; механизмы с вращающимися деталями.

II - неравномерно работающие ленточные, пластинчатые конвейеры; шестеренчатые и ротационные насосы; приводы станков; тяжелые подъемники; центрифуги; механизмы кранов; ; мешалки для веществ с переменной плотностью; поршневые многоцилиндровые насосы; экструдеры; каландры; вращающиеся печи; станы холодной прокатки.

III – экструдеры и мешалки для резины и пластмасс; легкие шаровые мельницы; деревообрабатывающие станки; одноцилиндровые поршневые насосы; нереверсивные станы горячей прокатки; подъемные машины.

IV – экскаваторы; черпалки; тяжелые шаровые мельницы; резиносмесители; дробилки; кузнечные машины; тяжелые насосы; буровые машины; прессы; реверсивные станы горячей прокатки.

3.1.3.2. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении назначают по табл. 7.

20

Коэффициент KHV

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 7

Степень

 

Твердость зубьев

 

Коэффициент KHV при скорости V в м/с

 

точности

 

колеса

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

2

 

4

6

 

8

 

10

 

 

 

 

 

 

 

6

 

Н2 350НВ

_

 

_

 

_

1,18

 

1,25

 

1,32

 

 

 

 

 

 

 

1,06

 

1,09

 

1,13

 

 

H2 45HRC

_

 

_

 

_

1,12

 

1,16

 

1,20

 

 

 

 

 

 

 

 

1,04

 

1,06

 

1,08

 

 

Н2 350НВ

_

 

_

 

1,16

1,24

 

1,32

 

1,40

7

 

 

 

 

 

 

1,07

1,10

 

1,13

 

1,16

 

H2 45HRC

_

 

_

 

1,09

1,14

 

1,19

 

1,25

 

 

 

 

 

 

 

1,04

1,06

 

1,08

 

1,10

 

 

Н2 350НВ

1,05

 

1,10

 

1,20

1,28

 

1,38

 

1,48

8

 

 

1,02

 

1,04

 

1,08

1,12

 

1,15

 

1,19

 

H2 45HRC

1,03

 

1,06

 

1,12

1,18

 

1,24

 

1,30

 

 

 

1,01

 

1,02

 

1,05

1,07

 

1,09

 

1,12

 

 

Н2 350НВ

1,06

 

1,11

 

1,22

_

 

_

 

_

9

 

 

1,02

 

1,04

 

1,08

 

 

 

 

 

 

H2 45HRC

1,03

 

1,06

 

1,13

_

 

_

 

_

 

 

 

1,01

 

1,02

 

1,05

 

 

 

 

 

Примечание.

В числителе приведены

значения

для прямозубых, в

знаменателе

– для

косозубых и шевронных колес.

3.1.3.3. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий KHβ , уточняют по рис.1 и откорректированному по результатам

проектного расчета коэффициенту относительной ширины зубчатого венца ψbd .

Примечание. При уточненном расчёте зубчатой пары KHβ находят по ГОСТ 21354-87 с

учётом упругой линии вала, зазоров в подшипниках и жесткостей зубьев.

3.1.3.4. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев

K Hα =1 +( K H0 α 1 ) K Hw .

(42)

Здесь K Hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, находят по рис. 10.

В приближенных расчетах для точных зубчатых колес, начиная с 5-й степени

точности, при твердости колеса и шестерни более 350HB принимают

K H0 α =1 . Для

степеней точности nCT = 6...9 по формуле

 

 

 

K 0

=1 + 0,25 ( n

5 ) (1 / Z 2

1 ) .

(43)

Hα

CT

ε

 

 

При твердости шестерни или колеса меньше или равной 350HB по формуле

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.