Лекции / 5

Все приведенные ф-лы относятся к прямозубым цилиндрич. Колёсам внешнего зацепления.Параметры зацепления двух колес определяются межосевым расстоянием и углом зацепления .

a_w=m(z1+z2)cosα/2cosα_w- межосевое расс-е.

α_w-угол зацепления.

inv α _w=2([x1+x2)tgα\(z1+z2)+invα

inv α=tgα-α

x1+x2=0 α _w= α, a_w=m(z1+z2)\2

x1=x2=0

Пар-ры, входящие в эти ф-лы связаны со стандартным исходным контуром.

Pв=πmcosα –основной шаг

p-шаг по делительной прямой.

m-размерный коэф-т,определяющий размеры зубьев(мм)

Зацепляться м\у собой могут колеса с одинаковыми основными шагами.

При стандартном угле профиля м\у собой зацепляются колеса с одинаковым модулем.

Критерий работоспособности зуб-х передач.

Расчет зубчатых передач на прочность ориентирован на предотвращение 2-х наиболее характерных видов повреждения: усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев и усталостной поломки зубьев. Оба эти повреждения явл. Рез-том циклического напр-ия.

Контактное выкрашивание связано с процессом расклинивания микродефектов поверхностного слоя при заполнении их смазкой и попадания в зону контакта. На развитие процесса требуется значит. время, в обыч усл-ях не менее 10 млн. циклов.

Для высоконагруженных передач хар-на усталостная поломка зубьев, это разрушение связано с развитием микротрещин в основании зуба на растянутой стороне.

Расчет на прочность зубчат передач осущ-ся в соотв-и с требованиями ГОСТ.При этом размеры передачи на стадии проект. расчета определяются из усл-я контактной выносливости рабоч. Пов-ти зубьев (предотвращение выкрашивания)