20. Расчет зубьев на прочность при изгибе

Условие прочностной надежности зуба:

где – максимальное напряжение в опасном сечении зуба; – допускаемое напряжение изгиба для материала зуба.

а). Прямозубые цилиндрические передачи

Расчет выполняют для наиболее опасного случая – однопарного зацепления, когда вся внешняя нагрузка передается одной парой зубьев. где F_t – окружная

сила; B_W – ширина венца колеса; m – модуль зацепления; y_F– коэффициент формы зуба; K_Fα – коэффициент, учитывающий одновременное участие в передаче нагрузки нескольких пар зубьев (K_Fα = 1); K_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки; K_Fυ – коэффициент динамической нагрузки.

б). Косозубые цилиндрические передачи

где – коэффициент, учитывающий наклон зубьев; –коэффициент перекрытия; где – коэффици­ент ширины колеса; в). Конические передачи

В опасном сечении зуба конического колеса максимальные напря­жения где – экспериментальный коэффициент, m– мо­дуль в среднем нормальном сечении зуба.

21. Расчеты зубьев на сопротивление усталости по контактным напряжениям.

Расчет зубьев выполняют для фазы зацепления в полюсе. где – максимальное контактное напряжение на активной поверх­ности зубьев; – допускаемое контактное напряжение.

Контактные напряжения одинаковы для обоих колес, поэтому расчет выполняют для того колеса, у которого меньше.

а). Прямозубые и косозубые передачи

где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхнос­тей; Z_M– коэффициент, учитывающий механические свойства матери­алов колес; Z_ε – коэффициент, учитыва­ющий суммарную длину контактных линий.

– для прямозубых передач. – для косозубых передач.

в предварительных расчетах, – из таблиц; – межосевое расстояние; – ширина колеса; U – передаточ­ное число.

принимают в зависимости от межосевого расстояния. где – коэффициент ширины колеса.

б). Конические передачи (прямозубые)

Расчет производить по формуле ,где учитывает особенности прочности конических передач

22.Общие сведенья.Геомет. И кинем. Парам. Червяч передач.

Червячная передача представляет собой передачу, у которой ведущее колесо (червяк) выполнено с малым числом зубьев (Z₁ = 1 – 4), а ведомое (червячное) колесо имеет большое число зубьев (Z₂ > 28). Угол скрещивания осей обычно составляет 90°.

Червяки бывают:

• червяк, торцовым профилем которого является архимедова спи­раль , называют архимедовым;

• конволютный червяк:

• эвольвентный червяк представляет собой косозубое зубчатое колесо с очень большим углом наклона и малым числом зубьев.

Червяки имеют стандартный угол профиля α = 20° в осевом се­чении.

Достоинства червячных передач состоят в возможности получе­ния больших передаточных отношений в одной ступени, плавности и бесшумности работы, воз­можности самоторможения.

Основной недостаток передач – низкий КПД, который ведет к большому тепловыделению и часто требует для отвода теплоты.

Диаметр делительного цилиндра червяка

где – осевой модуль червяка; Р – шаг червяка;q –коэффициент диаметра червя­ка, принимаемый в зависимости от модуля m для обеспечения жест­кости. Делительный угол подъема винтовой линии γ (обычно 5-20°) оп­ределяется из формулы

где Z₁ = 1; 2; 4 - число витков (заходов) червяка.

Диаметры окружностей вершин и впадин червяка

где = 1,0 – коэффициент высоты головки; – ко­эффициент высоты ножки; = 0,2 – коэффициент радиального за­зора.Червячное колесо является косозубым с углом наклона линии зуба . где Z₂ – число зубьев колеса.

Межосевое расстояние

z₂ = z₁  и_чп q = 2a_w / m – z₂ коэффициент диаметра червяка

_S = ₁ / cos, скорость скольжения в зацеплении

где ₁ =   n₁  d₁ / 60 – окружная скорость на червяке;

 = arctg (z/(q + 2x))

Длина b₁ нарезной части червяка принимается такой, чтобы обеспечить зацепление с возможно большим числом зубьев колеса.

Ширина колеса b₂ назначается из условия получения угла об­хвата червяка колесом

Передаточное отношение червячной передачи КПД передачи где Т₁ и – вращающий момент и угловая скорость червяка; Т₂ и – то же для колеса.