|
Назначается
толщина обода зубчатого венца hx, мм (рис. 11.39):
Толщину
оболочки гибкого колеса определяют из соотношения h0 = (0,7... 0,8)/¾ .
Остальные размеры колес даны на рис. 11.39.
Далее
расчет ведется для зацепления с исходным производящим контуром (см. рис.
11.3), имеющим угол профиля α = 20° для модулей m> 1 по ГОСТ
13755-81 (коэффициенты
|
Диаметр по критерию динамической грузоподъемности
подшипника
|
высоты
головки и ножки зуба Л* = 1 , радиального зазора
С* =0,25, радиуса
скругления головки зуба ρ*j =0,38),
для модулей tn < 1 мм по ГОСТ 9587-81.
Радиальная деформация
в долях модуля W* - W0j{mKz),
ко эффициенты смещения исходного контура , х2 и допустимая глубина
захода зубьев h*d = hd/(тКТ) определяются по следую щим зависимостям:
при
ограничениях 0,94<Wq <1,3 ;
где K] =1,8...2 — коэффициент перегрузки; бд — радиальная
реформация подшипника генератора и жесткого колеса, мм:
Рис.
11.39. Конструкция и размеры гибких колес: а
— колесо с дном; б — колесо со шлицевой заделкой:
Если h*d <1, то
увеличивают W* и
повторяют расчет. Если
> 2, то принимают h*d - 2 . Для того чтобы вписаться в размер
отверстия D, соответствующий
наружному диаметру гибкого подшипника, необходимо \ ι очнить m, ζ, д:.
Из равенства D + 2hx -d^ и при С* = 0,3 определяют
расчетный модуль (путем последовательных приближений)
Затем
округляют модуль по ГОСТ 9563-80 (см. § 11.2). Подставив его и уточненное
значение С* в формулу (11.88), определяют новое Z] . Подставив еще
раз в эту формулу т, zt, С*, находят окончательно χλ, далее u = z2jzx и повторяют расчет по зависимостям (11.86, 11.87).
Определяют hd = h*dmK:.
|
