Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
7. Пригодность заготовок колес. Для конической шестерни и колеса вычисляют размеры заготовок:
Полученные расчетом D3ar сравнивают с предельными размерами Dnpeд и S, данными в табл. 2.1.
8. Силы в зацеплении (рис. 2.5). Окружная сила на среднем диаметре колеса
Осевая сила на шестерне: прямозубой Fel=Fttgasin51; tga = tg20° = 0,364; с круговым зубом Fal=yaFt. Радиальная сила на шестерне: прямозубой = Fitgacos51; с круговым зубом Frl=yrFt.
Осевая сила на колесе Fa2 — FrV Радиальная сила на колесе
Рис. 2.5 |
Коэффициенты уа и уг определяют для угла Рш = 35°. Полученные вычислением коэффициенты уа и уг подставляют в формулы со своими знаками. Чтобы избежать заклинивания зубьев, надо, чтобы сила Fal была направлена к основанию делительного конуса ведущей шестерни. Для
э^ого направление вращения шестерни (смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление наклона ее зубьев выбирают одинаковыми. Тогда
уа = 0,44 sin δ ^ + 0,7 cos δ J γ, = 0,440^-0,780^. (2.48)
9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Значение коэффициента KFβ определено ранее в п. 3. Значение коэффициента KFV принимают по рекомендации п. 10 расчета цилиндрических колес, коэффициент &F— по рекомендации в п. 3. Значение коэффициентов YF2 и YF1 принимают по табл. 2.8 по эквивалентным числам зубьев:
Для прямозубых колес cos3Pw=l,0. Для колес с круговыми зубьями угол Pw = 35°; cos35° = 0,819. Напряжения изгиба в зубьях колеса
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
Расчетное напряжение изгиба должно быть aF^l,l[a]F.
10. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное контактное напряжение
Расчетное контактное напряжение должно быть в интервале ая = (0,9...1,03) [а]я. При несоблюдении этого условия изменяют диаметр колеса de2.