Угол наклона зубьев

Прямозубые колеса применяют преимущественно при невысоких и средних окружных скоростях, в планетарных передачах, в открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колес для переключения скорости (коробки передач). Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Косозубые колеса с высокой твердостью поверзности зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашевания.

Угол наклона зубьев β косозубых колес выбирают из условия получения коэффициента осевого перекрытия более 1,1. Этому условию соответствуют значения β от 8 до 18 (редко до 25^о). следует иметь ввиду, что с увеличением β увеличиваются осевые нагрузки на подшипники передачи. В косозубых передачах редукторов для шестерен рекомендуют принимать левое направление зуба, а для колес – правое.

Применяемые в мощных редукторах шевронные передачи не передают на подшипники осевые нагрузки, поэтому для можно принимать β=25…40^о.

Допускаемые напряжения

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач определяется раздельно для шестерни и колеса по формуле

δ _нр = *k_HL

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений;

- коэффициент безопасности.

Значения и принимают по табл. 3.

k_HL – коэффициент долговечности. Его значения определяют по формуле

k_HL = ≥1.

для зубчатых колес с однородной структурой k_HL≤2,6, для зубчатых колес

с поверхностным упрочнением k_HL≤1,8.

Здесь - базовое число циклов перемен напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости, =30*НВ²⁴. При Н>HRC 56 принимают =120*10⁶. =Nx. При ступенчатой циклограмме нагружения (рис. 1)

= _Ʃ*Ʃ[(- ³ * ]

Где нагрузка, соответствующая i-й ступени циклограммы нагружения;

n_цi– число циклов перемен напряжений за время действия нагрузки T_1i1

T_1H – исходная расчетная нагрузка, которую принимают равной наибольшей из числа подводимых к передаче, число циклов действия которой превышает 0,03

_Ʃ- суммарное число циклов перемен напряжений.

Суммарное число циклов перемен напряжений _Ʃ для зубчатого колеса с частотой вращения вала nза t часов работы двухколесной передачи _Ʃ=60*n*t.

для непостоянной нагрузки при _Ʃ>2,4* _но принимают _Ʃ=2,4* _но.

Рис.1 Циклограмма нагружения

Для косозубых и шевронных передач в качестве допускаемого контактного напряжения принимают условное допускаемое контактное напряжение, вычисляемое по формуле

δ _нр= ≤1,25* δ _{нр min (2)}

_где δ _{нр1 и} δ _{нр2 – допускаемые контактные напряжения для шестерни} и колеса, определяемые по формуле (1).

Допускаемое напряжение изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле по формуле

δ _FP = * k_po*k_pl,

где δ _F^оlim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующей

базовому числу циклов перемен напряжения (рис.3);

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

При одностороннем приложении нагрузки K_FC =1. При двустороннем приложении нагрузки

K_FC = 1- ɣ_FC*

Здесь коэффициент ɣ_{FC, учитывающий влияние амплитуд напряжений} противоположного знака, применяется для зубчатых колес из отожженной, нормализованной и термоулучшенной стали ɣ_FC=0,35, для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев более HRC 45, за исключением азотированных, ɣ_FC=0,25 и для азотированных _{зубчатых колес} ɣ_FC =0,1.

T'_1F и n’_ц1– исходная расчетная нагрузка и число циклов перемен напряжений при реверсе передачи;

К_Fl- коэффициент долговечности K_Fl=

При _FE> _FO принимают K_Fl = 1_.

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н≤HB 350 – m_p=6, при твердости поверхности зубьев Н> НВ 350 - m_p=9.

Базовое число циклов перемен напряжений _FO= 4*10⁶

Эквивалентное число циклов перемен напряжений

При постоянной нагрузке _FE=

При ступенчатой циклограмме нагружения

_FE= [(- ^mF *n_цi]

Здесь Т_1F – исходная расчетная нагрузка, за которую принимают наибольшую длительно действующую нагрузку с числом циклов перемен напряжений более 5*10⁴.

S_F – коэффициент безопасности S_F=S’_p*S”_F

S’_p – коэффициент , учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса (табл. 3)

S”_F – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок S”_F= 1, для проката S”_F= 1,15, для литых заготовок S”_F=1,3.

Проектировочный расчет.

Проектировочным расчетом передачи на контактную выносливость определяют начальный диаметр шестерни в мм.

d_w1≥Kd* * (4)

и рабочую ширину зубчатого венца передачи

_w= ψвd*d_w1

ширина венца колеса ₂= _w, ширина венца шестерни ₁= ₂+(5…10) мм.

Полученные значения ₁и ₂ округляют до ближайшего по ГОСТ 6636-69.

В формуле (4) принимают (U+1) при расчете передачи внутреннего зацепления. При расчете прямозубой передачи принимают Kd=770 (МПа)^1/3,

δ _НP – равным меньшему значению из определенных по формуле (1) для шестерни и колеса. При расчете косозубой и шевронной передачи принимают Kd=675 (МПа)^1/3, δ _НP определяют по формуле (2). Коэффициент K_HB,учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяют по графикам (рис. 2)