Научная литература
booksshare.net -> Добавить материал -> Механика -> Батурин А.Т. -> "Детали машин" -> 94

Детали машин - Батурин А.Т.

Батурин А.Т. Детали машин — М.: МАШГИЗ, 1959. — 425 c.
Скачать (прямая ссылка): detalimashin1959.djvu
Предыдущая << 1 .. 88 89 90 91 92 93 < 94 > 95 96 97 98 99 100 .. 127 >> Следующая

Фиг. 271.
Фиг. 272.
леса косозубымн. При схематическом изображении колес этим обстоятельством также пользуются, изображая зуб прямым (фиг. 273). Колеса с косыми зубьями обладают бесшумностью и большой плавностью хода, но имеют существенный недостаток: передача усилия сопровождается появлением осевой силы А (фнг. 274), требующей применения соответствующих подшипников (упорных, радиально-упорных) для ее воспрпнятия. Необходимости применения упорных подшипников можно избежать постановкой па валу вместо одного колеса двух с зубьями, наклоненными в разные стороны, пли применением шевронных колос. У шевронного колеса зуб выполнен в виде угла (фиг. 275), благодаря чему осевые давления двух половин уравновешиваются. Колеса с угловыми зубьями отличаются большой прочностью и спокойным ходом. На фиг. 276 представлено такое колесо. Переходя к вопросу о расчете косозубых колес, заметим, что усилие Q (фиг. 277), изгибающее зуб, в этой передаче связано с окружным усилием P формулой
P = OcOsP = 2^-, (138)
где ? — угол наклона зуба к образующей цилиндра колеса.
310
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
В этих колесах следует различать нормальный шаг In (соответственно нормальный модуль Win) и торцевой шаг tB (соответственно торцевой модуль ms); первый получается в сечении колеса плоскостью, перпендикулярной к длине зуба hi, а второй —
Фиг. 274.
'/2
P
Фиг. 275.
в сечении торцевой плоскостью (плоскостью, перпендикулярной к оси вращения колеса), причем из фиг. 277 видно, что
tn = ts cos ?; TTin = ms cos ?; b
(139) (140)
co.-s? '
где b — ширина обода колеса.
Сила О будет изгибать зуб, поэтому аналогично формуле (127) можем написать О ^ [01 = у [a\ubimn,
Фиг. 276.
Фиг. 277.
или, принимая во внимание формулы (139) и (140), р ^ [P] lib
COS ? ^ COS ? COS ? П
или, вводя обозначение
= ф, получаем
Р<\Р] = У[о]и^тп
КОСОЗУБАЯ И ШЕВРОННАЯ ПЕРЕДАЧИ
311
Принимая во внимание, что
JtD = z
тп л
cos? '
получаем
D =
cos? '
2Ai cos ?
<2/|о-]ифтп.
D
z т.
¦п
(141)
Ввиду большой плавности хода передачи можно полагать, что окружное усилие воспринимается не одним зубом, как в передаче прямозубой, а всеми зубьями, одновременно находящимися в зацеплении, число которых равно ек — коэффициенту перекрытия в ко-созубой передаче. Учитывая это коэффициентом к? > 1 и вводя коэффициенты нагрузки к и износа у, окончательно получаем (для открытых передач)
Определенный по формуле (142) или (143) нормальный модуль должен быть округлен до ближайшего стандартного по ОСТ 1597.
Для определения диаметра начальной окружности колеса предварительно вычисляем торцевой модуль:
и, наконец, D = zms, причем диаметр D выражается дробным чис лом миллиметров. Угол ? в косозубых передачах принимают ? = = 8-^15°; при больших углах осевое усилие получается значительным, при меньших углах передача приближается по свойствам к прямозубой.
При определении коэффициента нагрузки к следует учесть, что при одинаковой точности изготовления косозубая передача работает более плавно, чем прямозубая. Это позволяет принимать: при окружных скоростях до 8 м/сек к8ин = 1, при более высоких скоростях (вплоть до 12 м/сек) kauH = 1,2, а при v = 12 -ч- 18 м/сек кэин =
(142)
или, если заданы мощность и число оборотов в минуту,
= 1,4.
312
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
Коэффициент концентрации нагрузки кк^ч выбирается так же, как для прямозубых колес.
Коэффициент ij) принимают iJj =
т„
- 16 Ч- 35, для колес
с крупными модулями иногда и более. Коэффициент кє, учитывающий
одновременное участие в зацеплении более чем одной пары зубьев, для обычных передач можно ориентировочно принимать ке = 1,5-г--г- 1,7, причем более высокие значения относятся к большим числам зубьев сцепляющихся колес.
Для косозубого колеса минимальное число зубьев без подрезания определяется через минимальное число зубьев прямозубого колеса при том же передаточном числе по формуле
Zmm н = zml „ „ cos3 ?. (144) Коэффициент формы зуба Фиг 278 определяется так же, как и для пря-
мозубых колес, однако не по действительному числу зубьев z, а по так называемому фиктивному 2дз. При этом, если производится уточненный расчет (для закрытых передач), пользуемся формулой *
Pk
а = укеЬтп cos а <145>
и коэффициент формы зуба выбираем по %ф из табл. '48.
Понятие о фиктивном числе зубьев вводится по следующим соображениям.
Если пересечь зубчатое колесо плоскостью тп (фиг. 278), перпендикулярной к направлению зуба, то в сечении цилиндра получим эллипс ACB с полуосями
D , D
а°= 2c^sl и ';° = T •
Если эллипс заменить на участке при точке С окружпостью такой же кривизны, то радиус q такой окружности может быть вычислен по формуле
2
D „ D
2 cos2 ?
и 2q =
cosz? '
* Уточненные (с учетом влияния радиальной силы) формулы для проектного расчета, которые можно применять как при расчетах закрытых, так и открытых передач, имеют вид:
.„ \[ '152(WVA: у cos f \/ 2,13AfA у cos ?
КОНИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
313
а число зуоьев Z9S на этой окружности оыло оы
_ 3T.2Q _ л D
Предыдущая << 1 .. 88 89 90 91 92 93 < 94 > 95 96 97 98 99 100 .. 127 >> Следующая

Реклама

c1c0fc952cf0704ad12d6af2ad3bf47e03017fed

Есть, чем поделиться? Отправьте
материал
нам
Авторские права © 2009 BooksShare.
Все права защищены.
Rambler's Top100

c1c0fc952cf0704ad12d6af2ad3bf47e03017fed