39.Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач. Условия работы зуба в зацеплении.

сигма аш – контактное напряжение, сигма эф – напряжение изгиба. Под действием нормальной силы Fn и Fтр зуб находится в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на его работоспособность оказывает 2 вида напряжения – сигма аш, сигма эф. Изменяющиеся во времени по пульсирующему циклу и вызывающие разрушение зубьев: 1 поломки (статические и усталостные). 2 повреждение пов-ти зубьев(усталостное выкрашивание(при хор. смазке, износ зубьев мал, но образуются раковины), абразивный износ(при плохой смазке), заедание(в высоконагруженных передачах), пластич. сдвиг(в тяжелонагр. деталях из мягкой стали), отслаивание(при плохой то))

Расчетная нагрузка

За расчетную нагрузку принимают макс. значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев q=Fn*K/l, где Fn – нормальная сила в зацеплении. К – коэф. расчетной нагрузки, l- суммарная длина линии контактного зацепления. При расчете по контактным напряжениям и напряжениям изгиба: Кн=Кн альфа*Кн бэта*Кн v, Кf=Кf альфа*Кf бэта*Кf v, где К альфа – коэф. распределения нагрузки между зубьями(учит. влияние ошибок окружного шага и направления зубьев). Кбэта-коэф. концентрированной нагрузки(учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба), Кv-коэф. динамической нагрузки(учитывает внутр. динамич. нагрузки). Кн альфа=1+0,006(n_ст-5)=<1,25; Kf альфа=1+с(n_ст-5)=<1,6, n_ст- степень точности, с- коэф. зависящий от твердости зуба. К бэта =qmax/qcp, qcp – cp интенсивность нагрузки. К v = 1+qv/q, qv- удельная динамическая нагрузка, q – удельная расчетная рабочая нагрузка в зоне ее наибольшей концентрации.

35. Расчет прямозубых цилиндрических передач на контактную прочность.

Целью расчета является предотвращение усталостного выкрашивания.

Для характеристики напряженного состояния используют задачи Герца: сигма аш=0,418 корень из (Епр*q/Рпр), где Епр – приведенный модуль упругости, q – удельная нагрузка, Рпр-приведенный радиус кривизны Епр=2*Е1*Е2/Е1+Е2, МПа. Е1 – модуль упр-ти 1го материала, Радиусы кривизны точки контакта по формуле на листке. Для прямозубой передаче делают след. допущения dw1=d1, T1=T2/u, Kh=1,15, алфа w = 20. Кроме этого вводят коэф. ширины колеса отн-но межосевого расст-я : пси ba= b_w/a_w, a_w формула на листочке.

Расчет прямозубых цилиндрических передач на изгибную прочность.

При расчете прочности делают след. допущения: 1 нагрузка в зацеплении передается одной парой зубьев и прикладывается статически,2 нагрузка приложена к вершине зуба, 3 зуб рассматр. как консольную балку.

Формула на листке сигма эф. Где Yfs – коэф. формы зуба, Кf – коэф. нагружения при изгибе,

Условие прочности должно быть выполнено для каждого из колес. Основным является расчет на контактную прочность. Расчет на изгибню исп-ся как проверочный

Допускаемые напряжения

допускаемые напряжения опред с помощью кривой усталости для фиксир условий..1) допускаемые контактные напряжения:{сигмаН}(сигмаНР) на листке,где сигмаН0лим-предел контактной выносливости поверхности зубьев при базовом числе циклов нагружения,Мпа;S_h-коэф безопасности; K_hl-коэф долговечности. предел контактной выносливости сигма аш нулевое лим и базовое число циклов рабочей поверхности зубьев.2) допускаемые напряжения изгиба [сигма эф] на листочке, где сигма эф нулевое лим – предел выносливости зубьев на изгиб,при пульсоционном нагружении.Sf –коэф безопасности,Kfl-коэф долговечности,Kfc-коэф реверсивности.допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках. определяются :1максимальное контактное напряжение при перегрузках сигма аш макс(листок),2макс напряжение изгиба при перегрузке сигма эф макс(см лист), где Тпик=К*Тмакс-крутщий момент при перегрузке,К-коэф внешней динамической нашрузке,Тмакс-максимальный момент по контактной усталости зубьев.

46. особенности расчета косозубых и шевронных передач.геометрические параметр.многопарность зацепления.силы действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи.

у косозубыхколес зубья располагаются по углом образующей делительного цилиндра,угол наклона ограничивают для силовых передач 8-20 градусов,для шевронных 8-40 градусов.

н а рис изображено нормальное сечение перпендик эвольвенте.параметры:1окружной модуль m_t=m_n/cos бета,[мм],2окружной шаг p_t=p_n/cos бета,3делительный диаметр d=m_n*z/cos бета.в зацеплении находятся всегда 2 пары зубьев.многопарность зацепления значительно снижают шум и динамические нагрузки.удельная нагрузка уменьшается с возростанием длины контактной линии.силы действующие в зацеплении.в косозубой передачи нормальную силу раскладывают на 3 составляющие 1окружная сила Ft=2T/d,2осевая сила Fa=Ft*tg бета 3радиальная сила Fr=Ft*tg альфа/cos бета.недостаток косозубых передач-наличие в зацеплении осевых сил которых дополн нагружают опоры в шевронных этого недостатка нет