21. Расчетная нагрузка для зубчатых передач.

При работе зубчатых передач вследствие деформации колес, валов, подшипников, корпусных деталей, а так же погрешности при изготовлении детали и сборки.

Нагрузка между парой зубьев находящихся в зацеплении распределяется не равномерно. На зубья действует дополнительная динамическая нагрузка, обусловленная погрешностью изготовления. Под расчетом нагрузки понимают такую постоянную по величине распределенную равномерно по контакту зубьев, равнозначно действующую фактическую нагрузку на зуб.

F – нормальная нагрузка

- коэф. Учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, значение выбирать в зависимости от типа двигателя и характера внешней нагрузки.

- коэф. Учитывающий равномерность распределения нагрузки между зубьями находящимися в зацеплении. = 1

- коэф. Учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий связи.

22. Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев цилиндрических колес.

Задача расчета назначить размеры и точность, чтобы выполнялось условие ,

Где - допускаемое контактное напряжение.

При определении контактных напряжений контакт рассматривают. Как контакт с радиусом кривизны .

- приведенный модуль упругости колеса и шестерни.

, и - модули упругости колеса и шестерни.

- приведенный радиус кривизны.

- коэффициент Пуассона.

В процессе зацепления приведенный радиус изменяет свое значение. Экспериментально установлено, что наименьшей контактной выносливостью обладает около полюсная зона ножки зуба, где сила трению меняет направление, а в прямозубых передачах имеет однократное зацепление. Ножка зуба является ведомой поверхностью. Поэтому принято при расчете контактное напряжение определять в поясе зацепления. , + внешнее зацепление, - внутреннее зацепление.

- окружная сила на делительном диаметре.

- коэф. Нагрузки

- коэффициент учитывающий влияние формы зубьев.

- для проверочных расчетов.

23. Расчет зубьев цилиндрических колес на выносливость при изгибе.

Для предотвращения усталостного излома:

• Расчет зуба прямозубой передачи, затем полученные формулы распространим на косозубые. Предпосылки для расчета. Зуб рассматривается как консольная балка для которой справедливы гипотезы плоских сечений.

• Валовая нагрузка зацеплений передается лишь одной парой зубьев.

• За расчеты принимаем момент входа зуба в зацепление, когда силы приложены к вершине зуба, а силы максимальные.

• Сила трения мало влияет на изгиб и поэтому не учитывается.

Особенности расчета косозубых передач.

1. 

2. Y – Коэффициент формы зуба и концентрации напряжения выбирают по числу зубьев эквивалентного колеса. , j= 1,2

3. оценка прочности зубьев ведется по его размерам и нормальным сечениям.

4. влияние угла наклона учитывается в

5. влияние коэффициента перекрытия учитывается в

- коэффициент, учитывающий форму зуба концентрацию напряжения.

Далее по госту определяем m, =6.8 при , =5.8 при .