12. Основные геометрические параметры эвольвентных зубчатых передач
Принцип действия основан на зацеплении пары зубчатых колёс.
Классификация по расположению осей валов: параллельны (цилиндрическ);
пересекаются (коническая); скрещиваются (червячная).
Классификация по расположению зубьев: прямозубые;
косозубые
Классификация по профилю зубьев:
Эвольвентные;
круглые.
Окружности, касающиеся в полюсе зацепления P называются начальными.
Линия зацепления N-N – нормаль к профилю зубьев.
Угол м/у линией зацепления и общ. Касат-й T-T 200 – угол зацепления αW
Основная окружность rb; Окружность вершин ra; Окружность впадин rf
p – делительный окружной шаг зубьев (шаг исходной зубчатой рейки)
pb=p*cosα – основной окружной шаг зубьев
α – угол профиля делительный (угол профиля исходного контура)
m=p/π – окружной модуль зубьев
d=pz/π=mz – делительный диаметр
db=d*cosα – основной диаметр
dW – начальный диаметр
dW1=2*aW/(z2/z1+1) dW2=2*aW - dW1
У передач без смещения начальные и делительные окружности совпадают: dW1=d1=mz1 dW2= d2=mz2
aW=0.5(dW1- dW2) – межосевое расстояние
Расчет болта, нагруженного поперечной силой Fr при установке его с зазором (рис. 38).
В этом случае болт ставится с зазором в отверстие деталей. Для обеспечения неподвижности соединяемых листов 1, 2, 3 болт затягивают силой затяжки F3. Во избежание работы болта на изгиб его следует затянуть так сильно, чтобы силы трения на стыках деталей были больше сдвигающих сил Fr.
Рис. 38. К расчету болтов соединения, несущего поперечную нагрузку.
Болт установлен с зазором
Обычно силу трения принимают с запасом: Ff= KFr. (К –коэффициент запаса по сдвигу деталей, К = 1,3 – 1,5 при статической нагрузке, К = 1,8 – 2 при переменной нагрузке).
Найдем
требуемую затяжку болта. Учтем, что сила
затяжки болта может создавать
нормальное давление на i трущихся
поверхностях (на рис. 38) 
или
в общем случае
(20)
где i – число
плоскостей стыка деталей (на рис.37 – i = 2;
при соединении только двух деталей i =
1); 
– коэффициент трения
в стыке (
=
0,15 – 0,2
для сухих чугунных и стальных поверхностей);
Как известно при затяжке болт работает на растяжение и кручение поэтому прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению. Так как внешняя нагрузка не передается на болт, его рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной внешней нагрузке. Влияние переменной нагрузки учитывают путем выбора повышенных значений коэффициента запаса.
Проектировочный расчет болта, нагруженного поперечной силой:
внутренний диаметр резьбы
§
3.8. Момент завинчивания
При завинчивании
гайки или винта к ключу прикладывают
момент завинчивания (рис. 3.28):
где
Fρ — сила на конце ключа; / — расчетная
длина ключа; Τ — момент в резьбе от
окружной силы Fty приложенной по
касатель¬ной к окружности среднего
диаметра резьбы,
Здесь
Fo — сила затяжки болта (взамен внешней
осевой силы F); Tf — момент трения на
опорном торце гайки или головки
винта.
Опорный торец гайки представляет
собой кольцо (рис. 3.29) с наружным диаметром
D\, равным ее диаметру фаски, и внутренним
диаметром do, равным диаметру отверстия
под болт в детали.
Не допуская
существенной по¬грешности, можно
принять, что рав¬нодействующая сила
трения Rf = Fof приложена на среднем радиусе
RCp = (D\ fdo)/4 опорной поверхно¬сти гайки.
При этом
Схема
для определения момента трения на торце
гайки
Следовательно, момент завинчивания
(момент на ключе)
Пример
3.1. Болт М20 затягивают гаечным ключом,
длина которого l=\4d. Сила рабочего на
конце ключа Fp=160 Η. Определить силу
за¬тяжки болта Fo, если коэффициент
трения в резьбе и на торце гайки / = 0,15.
Решение. 1. По табл. 3.1 для М20 имеем ρ = 2,5
мм, d2= 18,376 мм.
2.
Приведенный угол трения при а' = а/2
= 30° (см. рис.3.27, б)
3.
Момент на ключе от силы Fp [формула
(3.7)]
4.
Гайка М20 имеет диаметр фаски Dι =30 мм
(см. рис. 3.29). Диаметр отверстия под болт
принимаем do = 21 мм.
Сила затяжки болта
[формула (3.7)]
Выигрыш в силе составляет FQ/FP= 11 500/160 = 72 раза*
http://www.reductory.ru/literatura/detali-mashin-kuklin/3-8-moment-zavinchivanija.html