D_L_Kurs_1 (Учебное пособие (П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) по Деталям машин по курсовой работе), страница 3

4. Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный угол наклона зубьев: косозубых колес р,„=агсяп 4т/Ь„(2.17) шевронных колес !3,„=25'. Суммарное число зубьев ее= 2а соя!3,„7т. (2.18) Полученное значение г округляют в меньшую сторону до целого и определяют действительное значение угла !3 !3=атосов(гет/2а ).

(2.1 9) Для косозубых колес !3 = 8...18'. Точность вычисления до четвертого знака после запятой. 5. Числа зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни г1ь КЕ71и+1)>г! ИИ (2.20) Значение е! округляют в ближайшую сторон~ до целого; 1„=17 — для прямозубых колес; г, 1„=!7 соя 13 — для косозубых и шевронных колес. Число зубьев колеса: внешнего зацепления ге = ке — г1; внутреннего зацепления 22 ЕЕ+2!' (2.21) б. Фактическое передаточное число. Фактическое переда- ТОЧНОЕ ЧИСЛО И ь К 721. ОТКЛОНЕНИЕ От ЗаДаННОГО ПЕРЕДатОЧ- ного числа Рис.

2.2 Рис. 2.1 !7 Диаметры окружностей вершин Ы, и впадин зубьев с~т. шестерни И„=с1,+2т; И., =Ы,— 2,5т; колеса внешнего зацепления й.,=й,+2т; с1т,— — И,— 2,5т; колеса внутреннего зацейления с~„= с1, — 2т; =с1,+2,5т. Ширину шестерни Ь, (мм) принимают по соотношению ЦЬ„где Ь,— ширина колеса: При Ьз....................

до 30 св. 30 св. 80 до 50 до 100 Ьг18з ...................... 1,1 1,08 1,05 св. 50 до 80 1,06 Полученное значение Ь, округляют до целого числа. В коробках передач ширину шестерни обычно принимают Ь,=Ь,. 8. Пригодность заготовок колес. Чтобы получить при Т. О. принятые для расчета механические характеристики материала, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин.

Значения Р „, С„г, 5„„1мм) вычисляют 1рис. 2.2): для цилиндрической шестерни Р„,=а'„+6 мм; для колеса с выточками прийимают меньшее из двух Сзаг=0,5Ьвг озаг=8'тз для сплошного колеса, без выточек (см. рис. 2.2) о„,= = Ь, + 4 мм. Условия пригодности заготовок колес заг вреде заг ~ заг) пред Предельные значения Р„„и Я„„„приведены в табл. 2.1. При невыполнении неравенств йзменяют материал деталей или вид термической обработки. 9. Силы в зацеплении 1Н) 1рис. 2.3): г окружная Г, = 2 Т,~с1,; д-д1вр~ерввгпб РадиальнаЯ Г„=Г18и!со813 12.25) 4 осевая Г,=Р,18р'. Г Для стандартного угла 18сх = 1820' = 0,364. г„10, Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Предварительно определяют степень точности и значения коэффициентов. Г 'а Степень точности передач принимают по табл.

2.4 в за- А висимости от окружной скорости колеса (м!с) бз Ф д = дсХвлв/60 000. Для прямозубых колес коэфРис. 2.3 фициент К „=1. !8 Таблица 2.4 Для колес с углом 11>0' принимают Степень точности ................. 6 7 8 9 Кт„........................................ 0,72 0,81 0,91 1,0 Коэффициент У вычисляют по формуле Ур —— 1 — 0'~140. Коэффициент ширины фр — — Ьг/6!!. При твердости зубьев колеса НВ>350 коэффициент Кгр = 1+ 1,5Ф4~5 < 1,7.

12.28) Здесь о — индекс схемы !тот же, что и в п. 1, табл. 2.3). При вариантах Т. О. колес 1 и П и скорости колеса й'<15 м/с зубья колес полностью прирабатываются и коэффициент К =1,0. Значение коэффициента К „принимают: для прямозубых колес при твердости зубьев <350 Н — 1,4; >350 Н — 1,2„ для косозубых колес при твердости зубьев <350 Н — 1,2; > 350 Н — 1,1. Коэффициент формы зуба Г принимают по г =г/со8313 1'табл. 2.5). Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса огг Кгч 'рКгрКг ~ггК~Яглт) (2.29) Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни о, = о г У~, ~ Уг,.

(2.30) Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых о <1,1~о]~, Таблица 2.5 65 >80 50 26 28 30 35 24 22 20 17 Гт 4,27 4,07 3,98 3,92 3,88 3,84 3,80 3,75 3,7 3,66 3,65 3,62 3,61 !9 11. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Предварительно определяют значения коэффициентов. Кн,— коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Его принимают для колес: прямозубых — 1,0, косозубых и шевронных — 1,1. К„, — коэффициент концентрации нагрузки определяюг по формуле (2.9). Кнг — коэффициент динамической нагрузки.

Его принимают: для прлмозубых колес при твердости зубьев <350 НВ— 1,2; >350 Н — 1,1; для косозубых и шевронных колес при твердости зубьев <350 Н — 1,1; >350 Н — 1,05. Расчетное контактное напряжение косозубых и шевронных колес о'и = 376 (2.3 1) Для прямозубых колес числовой коэффициент перед корнем равен 436.

Полученное расчетное контактное напряжение ов должно находиться в интервале (0,9...1,05) [О3н. При несоблюдении этого условия изменяют а или Ьк. Е 3. РАСЧЕТЫ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 1. Диаметр внешней делительной окружности колеса. Коэффициент 9н принимают: для прямозубых колес — 0,85; для колес с круговым зубом: Коэффициент К„определяют по формуле (2.9) в зависимости от коэффициента ширины ф„.

Индекс схемы принимают 5=2 ф =0,166 'и'+1. (2.32) Для прирабатывающихся колес: прямозубых К„= 1,О, с круговыми зубьями. Кнв — — 1,1. Диаметр внешней делительной окружности колеса 4,)165 з (2.33) Ч в. (-1'. 2. Углы делнтельных конусов, конусное расстояние н ширина колес. Угол делительных конусов колеса и шестерни 20 б, = агсгйи = ...; яп8, = сов 8, = ...; 8,=90" — б,=.... Точность вычислений до четвертого знака после запятой. Конусное расстояние Я,=21',2Д2ыпб2). (2.35) Ширина колес 6=0,285К,. (2.36) 3.

Модуль передачи. Коэффициент концентрации нагрузки К определяют по формуле (2.28). Индекс схемы принимают 5=2, коэффициент 1)1,— по формуле (2.32). Для прирабатывающихся колес: прямозубые К = 1,О, с круговыми зубьями К =1,1. Для прямозубых колес 3 =0,85; для колес с круговым зубом Э =1. Внешний окружной модуль передачи и,(т„)> (2.37) (т,— для колес с прямыми зубьями; и„— для колес с круговыми зубьями). Допускаемое напряжение 1о1г, подставляют меньшее из ) о3г1 и ) а)г2. Точность вычисления до четвертого знака после запятой.

Округление модуля до стандартной величины можно не производить. 4. Числа зубьев колес. Число зубьев колеса 2 = А2/те (%е)' Число зубьев шестерни 21 221 и' (2.39) После вычислений число зубьев округляют в ближайшую сторону до целого числа. 5. Фактическое передаточное число. Фактическое переда~очное число и,=2„!21. Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть больше 4 о, т.

е. Ли= ' 100<4',2о. (2.40) и б. Окончательные размеры колее (рис. 2.4). Точность вычислений до четвертого знака после запятой. Углы делительных конусов колеса и шестерни 82 = агс18иф —— ..., .созб, = з)пб, = ...; д1=90 — б,=...; созб1=.... Делительные диаметры колес: 21 прямозубыхс( 1=т хт,'с! а=т еа', с кРУговым зУбом сеет =Рлеее11сееа т1езз.

(2.41) Коэффициенты смешения вычисляют по формулам 0,14. -0,07. х„=2,6 и 21; х„= — х„; 0,4, — 0,07. х„,=!,75 и з1 '; хег= — х„, (2.42) или принимают по табл. 2.6, 2.7. Внешние диаметры колес ПряМОЗубЫХ С(еет = С1ет+ 2 (1+ Хет) те СОЗ 61; И„, = б(ел+ + 2 (1+ х„) т,сов 6„(2.43) с кРУговым зУбом 0!ееч=е(е1+1,64(1+хат)т„созбт! Ыееа= = 17„+ 1,64 (1+ х„,) т„сов 6,. (2.44) Для передач, у которых г1 и и отличаются от указанных в табл.

2.6 и 2.7, коэффициенты х„и х„, принимают с округлением в большую сторону. Таблица 2.6 х„, при передаточиом числе и 0,18 0,17 0,15 0,14 0,13 0,11 0,00 0,00 0,00 0,00 Таблица 2.7 хм при передаточном числе и т, 3,15 1,о 1,25 1,6 2,О 2,5 4,О 5,0 0,12 0,11 О,!0 0,09 0,08 0,07 0,00 0,00 0,00 0,00 22 12 13 14 15 16 !8 20 25 30 12 13 14 15 16 18 20 25 30 0,34 0,31 0,30 0,28 0,26 0,23 0,19 0,23 0,22 0,2! 0,19 0,17 0,15 0,1 1 0,44 0,42 0,40 0,38 0,36 0,34 0,29 0,25 0,32 0,30 0,29 0,27 0,26 0,24 0,22 0,19 0,16 0,50 0,48 0,47 0,45 0,43 0,40 0,37 0,33 0,28 0,37 0,35 0,33 0,31 0,30 0,27 0,26 0,2! 0,18 0,53 0,52 0,50 0,48 0„46 0,43 0,40 0,36 0,31 0,39 0,37 0,35 0,33 0,32 0,30 0,28 0,24 0,21 0,56 0,54 0,52 0,50 0,48 0,45 0,42 0,38 0,33 0,41 0,39 0,37 0,35 0,34 0,32 0,29 0,25 0,22 0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,43 0„39 0,34 0,42 0,40 0,38 0,36 0,35 0,32 0,29 0,25 0,22 7.

Пригодность заготовок колес. Для конической шестерни и колеса вычисляют размеры заготовок: Р„,=41„+2ле,+6 мм; о,.„=8.тл, (222„). Полученные расчетом Р„, и 5„„ сравнивают с предельными размерами Рпр„и 5„„„ данными в табл. 2.1. Рис. 2.5 Условия пригодности заготовок колес: <р 5 <5 — заг - предг -' заг - -' пред' 8. Силы в зацеплении !рис. 2.5). Окружная сила на среднем диаметре колеса Гз=2Т2 тумаг 12.45) где е! 2=0,85741,2. Осевая сила на шестерне: прямозубой Г„= Г180181п 8„18 а = 1820' = 0,364; с круговым зубом Г„=Т.Гп 12.46) Радиальная сила на шестерне: прямозубой Г„, = =Г!8оесооб„с круговым зубом Г1=7„Г,.

ОСЕВая Сйпа На КОЛЕСЕ Газ =Г„,. РаднаЛЬйая СИЛа На КОЛЕСЕ Г2 Гт' 12.47) Гг при апэффициеите смегцеиия инструмента т или — 0,5 — 0,4 -о,з — 0,2 -о,! 4О,! 4 0,2 4О,З 40,4 .1-0,5 12 14 !7 20 25 30 40 50 60 80 100 3,46 3,42 3,40 3,39 3,39 3,40 3,42 3,44 3,46 3,50 3,52 3,9 3,78 3,67 3,61 3,57 3,55 3,53 3,53 3,53 3,54 3,55 3,67 3,59 3,53 3,50 3,48 3,47 3,48 3,49 3,50 3,52 3,53 4,24 4,03 3,89 3,77 3,70 3,64 3,61 3,59 3,58 3,58 4,00 3,83 3,75 3,67 3,62 3,58 3,57 3,56 3,56 3,57 4,55 4,20 4,05 3,84 3,76 3,70 3,65 3,62 4,5 4,28 4,04 3,90 3,77 3,70 3,66 3,62 3,61 4,27 4,07 3,90 3,80 3,70 3,65 3,63 3,61 3,60 4,39 4,15 3,92 3,81 3,73 3,68 3,65 4,60 4,32 4,02 3,88 3,79 3,70 3,67 4,6 4,12 3,97 3,85 3,73 3,68 23 Коэффициенты 7, и Т„определяют для угла !3„=35'.