20. Проверка передачи на отсутствие при действии
ПИКОВЫХ НАГРУЗОК ОБЩИХ ОСТАТОЧНЫХ ДЕФОРМАЦИЙ ИЛИ ХРУПКОГО ИЗЛОМА ЗУБЬЕВ
Эту проверку проводят для зубьев каждого колеса пары по следующему условию:
(20.1)
где F max, F – напряжения изгиба, возникающие в корне зуба при действии, соответственно, пиковых и номинальных нагрузок, МПа;
К AS – коэффициент, учитывающий динамичность приложения внешней нагрузки при пуске привода, назначают по табл. 24 ГОСТ 21354 – 87 (табл. П4.15);
К A – коэффициент, учитывающий динамичность приложения нагрузки при установившемся движении передачи (табл. П4.10);
Fp max – допускаемые напряжения, МПа, гарантирующие отсутствие общих пластических деформаций зубьев или их хрупкого излома (разд.1 4).
21. Определение усилий в зацеплении
Составляющие (называемые усилиями в зацеплении зубчатых колес) равнодействующей Fn нормального (к профилю зубьев при их зацеплении в полюсе) взаимного давления зубьев друг на друга (рис. 21.1), необходимые для расчета прочности валов передачи и подбора их подшипников, в соответствии с данными [1, с.165], определяют по следующим формулам:
- окружные усилия Ft w 1 = 2T1 / d w 1 = - Ft w2 = 2T2 / d w 2 Ft w = 2T / d w ;
- осевые Faw 1 = - Faw2 = Ft w . tg w ;
- радиальные Frw 1 = - Frw2 = Ft w . tg t w,
где Т1; Т2 – крутящие моменты, соответственно, на шестерне и колесе;
d w1, d w 2 – диаметры начальных окружностей шестерни и колеса;
w – угол наклона зубьев на начальных цилиндрах зубьев колес;
t w – торцовый угол зацепления зубьев в полюсе.
Определение геометрических параметров зацепления зубьев d w, w, tw рассмотрено в разд. 8 данных методических указаний, а крутящих моментов Т – в разд. 15.
П
ри
отсутствии модификации профиля зубьев
начальные цилиндры зубчатых венцов
колес совпадают с их делительными
цилиндрами, вследствие чего d w
= d;
w =
;
tw
=
t
(разд. 8); Ft
w = Ft
(разд. 17); Faw
= Fa =
Ft
tg
и Frw =
Frw2 =
Ft
tg t
.
Рис. 21.1. Составляющие нормальной силы Fn зацепления цилиндрической косозубой передачи, действующие на шестерню и колесо (шестерня и
колесо условно раздвинуты)
Вышеуказанные зависимости получены без учета сил трения, возникающих на рабочих поверхностях зубьев при их зацеплении, влияние которых по причине малости коэффициента трения – незначительно.
Вследствие неизбежного неравномерного распределения удельной нагрузки по ширине зубчатого венца, ее равнодействующая Fn смещена от его середины. Однако при допустимых значениях коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба ( K H 1,5 ) это смещение очень незначительно. В связи с этим, с достаточной для практических расчетов точностью, можно принимать, что усилие зацепления Fn приложено в середине зубчатого венца колес (рис. 21.1).
В зацеплении цилиндрических прямозубых и шевронных колес осевая составляющая Fа усилия зацепления Fn отсутствует. Остальные составляющие усилия зацепления определяют по тем же зависимостям, что и для косозубых цилиндрических колес, принимая для прямозубых передач = 0.