24 Усилия в зацеплении. Расчет зубьев колес.

Статика передачи. При определении сил полагают, что главный вектор (равнодействующая) F_n контактных давлений, действующих на площадках контакта зубьев, приложен в полюсе П и направлен по ли­нии зацепления

F_t1=(2T₁)/d₁=F_a2 ; F_t2=(2T₂)/d₂=F_a1 ; cosα=F_n^*/F_n ; F_n^*=F_a1/cosγ⁼F_t2/cosγ ; sinα=F_r/F_n ; F_n=F_t2/(cosγ*cosα) ; F_r=F_nsinα=(F_t2tgα)/cosγ

Вращающий момент на колесе при ведущем червяке T₂=T₁*i*η(0.7..085)

Расчет зубьев колес на выносливость при изгибе. Витки червя­ка на прочность не рассчитывают, так как его материал значительно прочнее материала колеса. При расчете используются те же соотноше­ния, что и при расчете косозубых колес.σ_F=0.7Y_F2K_F(F_t2/{b₂m_n}) = <[ σ_F] , где m_n=mcosγ – модуль зацепления в нормальном сечении; Y_F – коэффициент формы зуба.

Расчет передач на контактную выносливость и заедание. Расчет передач обычно выполняют по контактным напряжениям, а допускаемые напряжения устанавливают на основе экспериментальных исследований и эксплуатации такими, чтобы исключить заедание зубьев. σ_H=<[σ_H]

Условие прочностной надежности передачи имеет обычный вид

20 Расчеты зубьев на сопротивление усталости по изгибным и контактным напряжениям

Расчет зубьев на прочность при изгибе Условие прочностной надежности зуба: σ_F=<[σ_F] где σ_F – максимальное напряжение в опасном сечении зуба; [σ_F] – допускаемое напряжение изгиба для материала зуба. Для оценки прочностной надежности зубчатой передачи необхо­димо иметь уравнение, связывающее максимальные напряжения в опас­ном сечении с внешней нагрузкой на зуб и размерами опасного сече­ния (параметрами передачи). Прямозубые цилинд-ие передачи. Расчет выполняют для наиболее опасного случая – однопарного зацепления, когда вся внешняя нагрузка передается одной парой зубьев. σ_F=(Y_FF_tK_FαK_FβK_FV)/(Bm) где F_t – окружная сила; B – ширина венца колеса; m – модуль зацепления; y_F– коэфф формы зуба; K_Fα – коэфф, учитывающий одновременное участие в передаче нагрузки нескольких пар зубьев (K_Fα = 1); K_Fβ – коэфф концентрации нагрузки; K_Fυ – коэфф динамической нагрузки.

Косозубые цилиндрические передачи σ_F=(Y_FY_βF_tK_FαK_FβK_FV)/(ε_αBm) Где y_β=1-β/140⁰– коэфф, учитывающий наклон зубьев; Ɛ_α–коэфф перекрытия; B_W=ψ_Bdd_{1 ,} где ψ_bd– коэфф ширины колеса; ψ_bd=0.6-1.4 для колес низкой твердости (не более 350 НВ) ; ψ_bd=0.4-0.9 (более 350 НВ). Ширину зубчатых колес принимают в зависимости от диаметра шестерни. Конические передачи В опасном сечении зуба конического колеса максимальные напряжения

σ_F=(Y_FF_tK_FαK_FβK_FV)/(V_FBm), где υ_F– экспериментальный коэффициент, учитывающий пониженную нагрузочную способность конических передач по сравнению с цилинд­-ми передачами из-за конструктивных особенностей; m– мо­дуль в среднем нормальном сечении зуба. υ_F = 0,85 – для конических прямозубых передач; υ_F= 1-1.2 – для передач с круговыми зубьями