* Данный текст распознан в автоматическом режиме, поэтому может содержать ошибки
ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ПРЯМОЗУБЫЕ. КОСОЗУБЫЕ И ШЕВРОННЫЕ КОЛЕСА 343 причем зпачеине а не должно быть больше, чем —5 T i i i n ж а табл табл или А V V о черт 5 черт А ош + ок • ГЛА6М o табл ' значения ошибок из 5—6 и 2—3 граф табл. 34 при у = 5 м S се к. 3. При расчете быстроходных передач (v > 15 MfceK} следует учитывать влияние нако пленной ошибки, уменьшая а на 20—SOZ при опре делении A , и на 30—50°/ при определении A . (следует уменьшать а на больший процент при большей окружной скорости и при большей изно шенности зубообрабатываюшнх станков). 4. Если A - < I то необходимо производить тщательный анализ возможностей повысить точ ность изготовления передачи или упругость свя зей, а тем самым и величину A . (см. пп. 1 н 2). 5. Коэффициент A .^ для прямозубых колес следует определять по значению A { ^ ) ( _ j и и А Y А И Lt c 0 7 0 7 7 1 7 7 (2); для внутреннего зацепления k.„ = ЬЬ и -Jk — коэффициент мате ри* T к риала для расчета зубьев на изгиб (табл. 24—27); kn — коэффициент пере грузки (табл. 36); — коэффициент формы зуба (табл. 37); k — коэффи циент передаточного числа (табл. 38); kj — коэффициент точности для рас чета эубьев на изгиб (табл. 33, см. пояс нение 5 к этой таблице); m — торцевой модул ь в мм (для п рямозубыX колес s У* w — число зубьев шестерни; ^ou — коэффициент окружного усилия для расчета зубьев на изгиб в кГ/см-мм; k = 23к -к -к -/гф-/г . = а MU H u s m = т z ou лш д 17 Ти jf и э найденному для шестерни, если допускаемая на грузка определена по материалу шестерни. В про тивном случае kj следует определять по M —1 * Д косозубых и шев ронных колес ку следует определять по сред нему значению A^ ( * ) _ j из двух — для ше стерни и для колеса; при этом следует брать мень шее значение а (п. 1). a b д л я к о л е с а л я а ц Г д Окружное усилие и крутящий момент на колесе, допускаемые по прочности зубьев на изгиб, D ИЗ О О N О d u . . _ K tl K A f KU 71620 ½ - = ¾ ^ - нГсм, (8) UT U K U При поверочных расчетах следует сравнивать фактически передаваемую мощность Ыф с допускаемой мощно стью найденной по формуле (1) или (2), либо фактическоезначение коэффициента окружного усилия (определяемое по фактическому окружному усилию Рф) Чф 0 i ± db Ui 1 с допускаемым A = 9 5k -k < k^- kj- k . t M u 3 Расчет зубьев по их прочности на изгиб Мощность передачи N , допускаемая по прочности зубьев на изгиб, может быть определена по формуле (5) или (6): a ХЬф-кч-Ьга или Tti -b-Z -H ^k s ul m oti с- (•*>) При определении N P или M следует найти k -k - кф для шестерни и для колеса и произвести расчет по меньшему иэ этих произведений. В формулу (5), а также при опреде лении к , при расчете прямозубых ко лес следует подставлять коэффициент для шестерни, если допускаемая на грузка определена по материалу ше стерни. В противном случае следует брать kd для колеса. При расчете косо зубых и шевронных колес следует брать среднее значение k^. Зубчатые колеса открытых передач можно рассчитывать только по проч ности зубьев на изгиб, но для предот вращения больших пластических кон тактных деформаций следует принимать Ьф-к = 1,6, если кф-к > 1,6. Если ширина рассчитываемого зубча того колеса b (для шевронных колес — суммарная ширина двух полушевронов) больше рабочей ширины зубчатых ко лес Ь, то допускаемую по изгибу зубьев нагрузку можно для этого зубчатого MU n 0и ч ч t N u e 1 430 О О О гп, п ш Л ' *' с ( ) ß где величины, К> Ii uif k и Ь — те же d колеса увеличить в - у раз. Напряжение изгиба в зубе (найденное без учета перегрузки) при использова нии формул (5) — (8) равно Q u что и в формулах (!) и = 970& MU -bfj.