7.21. Значения р10, кВт, для приводных зубчатых цепей типа 1 (одностороннего зацепления) условной шириной 10 мм
t, мм
|
Скорость цепи v, м/с |
||||||
1 |
2 |
3 |
4 |
6 |
8 |
10 |
|
12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 |
0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 |
0,8 1,0 1,2 1,6 2,0 |
1,0 1,3 1,6 2,1 2,6 |
1,3 1,6 1,9 2,6 3,2 |
1,6 2,1 2,5 3,4 4,2 |
2,0 2,5 3,0 4,0 5,1 |
2,35 3,0 3,5 4,6 5,9 |
7.22. Нормативный коэффициент запаса прочности s приводных зубчатых цепей типа 1 (с односторонним зацеплением)
t, мм
|
Частота вращения меньшей звездочки n1 обмин |
||||||||
50 |
100 |
200 |
300 |
400 |
500 |
600 |
800 |
1000 |
|
12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 |
20 20 21 21 21 |
21 21 22 22 22 |
22 22 23 24 25 |
23 24 24 26 26 |
24 25 26 28 30 |
25 26 28 30 32 |
26 27 29 32 35 |
28 30 32 36 40 |
30 32 35 40 - |
Расчет заканчивается определением геометрических параметров передачи, нагрузок, действующих в ней, проверкой коэффициента прочности цепи — аналогично тому, как это изложено выше в расчете передачи приводными роликовыми цепями, с тем, однако, отличием, что расчетный коэффициент прочности должен быть не меньше нормативного [s], указанного в табл. 7.22.
Глава VIII валы
§ 8.1. Нагрузки валов
В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.
В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении одной пары зубьев раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие (рис. 8.1, а):
о
(8.1)
и
(8.2)
Здесь F1 и Fr — в Н; Р — передаваемая мощность, Вт; v — окружная скорость, м/с; — угол зацепления.
В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладывают на три составляющие (рис. 8.1,б):
окружную Ft , определяемую по формуле (8.1);
радиальную
(8.3)
осевую
(8.4)
Здесь — yгол зацепления в нормальном сечении; — yгол наклона зубьев.
В цилиндрической шевронной передаче (рис. 8.1. а) осевые силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются. Радиальную и осевую силы определяют так же, как и для косозубой передачи.
В конической прямозубой передаче (рис. 8.2) окружная сила
(8.5)
Рис. 8.1. Силы в зацеплении цилиндрических Рис. 8.2. Силы в зацеплении
зубчатых колес конических прямозубых колес
а – прямозубых; б – косозубых;
в – шевронных
где vср — окружная скорость на среднем диаметре зубчатого колеса, м/с; Р — передаваемая мощность, Вт ;
радиальная сила на шестерне Fr1 и осевая на колесе Fa2 равны, но направлены в противоположные стороны
Fr1 = Fa2 = Ft tg sin 2; (8.6)
аналогично осевая сила на шестерне Fa1 равна радиальной силе на колесе Fr2:
Fa1 = Fr2 = Ft tg sin 1; (8.7)
здесь 1 и 2 — yглы при вершинах начальных конусов: они связаны с передаточным числом и зависимостью
tg 2 = ctg 1 = и. (8.8)
В передачах коническими колесами с косыми или криволинейными зубьями окружную силу Ft определяют по формуле (8.5); радиальная сила на шестерне Fr1 равна oceвой силе на колесе Fa2 :
(8.9)
осевая сила на шестерне Fa1 равная радиальной силе на колесе Fr2:
(8.10)
Здесь — угол наклона линии зуба в середине ширины зубчатого венца; знак перед вторым слагаемым в скобках выбирают по табл. 8.1.
Если Fal получится со знаком минус, го вектор этой силы следует направить к вершине конуса. При положительном значении силы Fr1 ее вектор надо направить от точки контакта зубьев к центру шестерни. Вектор Fr2 должен быть направлен противоположно вектору Fal , а вектор Fа2 — противоположно вектору Fr1.
В червячной передаче (рис. 8.3) окружная сила на червяке Fr1 и осевая на колесе Fа2 равны, но противоположно направлены :
(8.11)
Такое же соотношение окружной силы на колесе и осевой силы на червяке
(8.12)
Р
(8.13)
Здесь Т1 и Т2 – вращающие моменты на валах соответственно червяка и колеса, Нмм; d1 и d2 – делительные диаметры червяка и колеса, мм.