* Данный текст распознан в автоматическом режиме, поэтому может содержать ошибки

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ПРЯМОЗУБЫЕ. КОСОЗУБЫЕ И ШЕВРОННЫЕ КОЛЕСА 335 ™ * = « 9 - 5 ' 7 , Б — 5 2 0 кГ. Допускаемое окруж­ ное усилие (наименьшее из P и определяе­ мое в данном случае прочностью зубьев на изгиб, 0 я я 0 1 3 P V P =. 520 кГ. Допускаемая мощность Af 0 102 520-1,25 6,4 кем. По сравнению с примером 1 102 допускаемая нагрузка для передачи снизилась с 11,8 до 6,4 кет за счет недостаточной прочности зубьев ва изгиб при наличии перегрузок. Чтобы повы­ сить допускаемую нагрузку, в данном случае целе­ сообразно, не менян основных размеров передачи, увеличить модуль и соответственно уменьшить число зубьев. Задаваясь т = 8 мм; Z « 12; z = -Iz <= 4-12 =» 48, по фиг. К (кривая z = 18, при­ менимая для Z =• 12 при наличии положительной коррекции , см. стр. 366) находим * 20.4 и ft = 25,2; тогда по наименьшему * =• 20,4 на­ ходим P = А mb — 20,4-8-7,5 — 1220 кГ. Допу¬ скаемое окружное усилие (наименьшее из Я и P ) , определяемое теперь, как и в примере 1, сопро­ тивляемостью поверхностного слоя зубьев. P = Pv » 9 0 0 кГ. Допускаемая мощность N 102 900-1,25 — 11 кет, т. е. п о т ) такая же, как 102 в примере 1. f t f f f го зубчатых колес пары); А — коэффиЬ циент ширины; А = 2,5 -д, A — козффиииент материала (табл. 24—27); A — коэффициент числа циклов напряжений (табл. 28), A — коэффициент деформа­ ции валов н зубчатых колес (табл. 29 и 31), A — коэффициент зацепления (табл. 32); для косозубых и шевронных колес A =• f \ kf — коэффициент точ­ ности (табл. 33 и 34), А — межцентровое расстояние в см\ Ь — рабочая ширина зубчатых колес в см\ i — переда*очное ш ш jf tt d 3 3 on J U 1 в 0 ц ш л число ( / — ^ Ч ; A — коэффициент окружного усилия в кГ/см \ A = = 9, 5 A - A - A - A - A . Допускаемое окружное усилие 0 2 0 U 14 0 7 3 Q P - — - Aod«* T X T к (3) а K п к I ± I Уточненный метод расчета Расчет закрытых цилиндрических зубчат ых передач на долговечность Мощность передачи N допускаемая по сопротивляемости поверхностных слоев зубьев выкрашиванию, может быть определена по любой иэ следующих двух формул: t где й d и Ь — в см. Знак плюс в формулах (2) и (3) — для внешнего зацепления, минус — для внутреннего. Допускаемый крутящий момент на колесе N M кГсм. (4) 71 620— ш% t N—(-^-) \ Пме n . A - A A - A - A A л. с.(1) f f w j r a d r 3 /о ИЛИ N — A b-i*n k 3 5 8 0 0 ( / ± I)» m 0 2 . " JU c. f (2) где отношение мощности в л. с. \*к)о к числу оборотов в минуту колеса для основной комбинации материалов, кон­ струкции и условий работы передачи (табл. 23), п и п —числа оборотов колеса и шестерни в минуту (большего и меньшек ш 1 Расчет по формулам (1), — (4) производится отдельно для шестерни и для колеса. В качестве допускаемого берется меньшее значение N P или M из двух, полученных для шестерни и для колеса в случае колес прямозубых (и косозубых или шевронных с в неполюс­ ным зацеплением) и среднее значение — в случае косозубых и шевронных колес. Определение коэффициентов k и A производится в следующем порядке: 1) иэ табл. 28 по произведению п Т и по значениям о„ или R определяется коэффициент k при I = I обозначен­ ный через (A ) ; 1 ie d 4 ср C u 9 1 u ä 1 в 2) иэ табл. 35 по значениям A ( A ) Z ^ , b Ъ jj u el Z ^ TA a u И TG ^ * * Р СМ П ИМ 1 Д — Межцентровое расстояние примера 1, т. е. 20 + 80 т • » 5 — в 250 л я , можно не о е л 2 менять, использовав избыток А — т ш +*к 12 4- 48 — 250 — 8 у — — 10 мм для положительной угловой коррекции передачи. к табл. 35) определяется вспомогатель­ ный коэффициент 0. характеризую­ щий жесткость валов и зубчатых колес; 3) иэ табл 29 или 31 в зависимости от 6, о, о или RQ И режима нагрузки определяются A н t& в 0