ЛЕКЦИИ / Часть 5. Цилиндрические зубчатые передачи

—окружную Ft ,

—радиальную Fr ,

—осевую Fa .

Наличие осевой силы Fa , дополнительно нагружающей опоры валов и возрастающей с увеличением угла наклона зубьев, является основным недостатком косозубых передач.

4.3.5.5.2. Расчет зубьев по контактным напряжениям

Расчет зубьев косозубых колес на выносливость по контактным напряжениям проводят по формуле Герца (4.3.54).

Так как нормальная к профилю зуба сила Fn действует в нормальном к зубу сечении nn рис. 4.3.29, то расчет производят для этого сечения.

Как отмечалось в разделе 4.3.5.3.2, косозубые цилиндрические колеса, изготовленные методом обкатки, имеют теоретически правиль-

ный эвольвентный профиль зуба только в плоскости обкатки, то есть в

торцовом сечении. В нормальном сечении профиль зуба несколько отличается от эвольвентного. При прочностных расчетах этим отклонением пренебрегают, считая, что нормальный профиль зуба прямозубого колеса соответствует эвольвентному профилю эквивалентного прямо-

В отличие от прямозубых передач, в которых зубья сопрягаемых колес входят в зацепление сразу по всей длине зуба, в косозубых пере-

244

дачах зубья сопрягаемых колес входят в зацепление постепенно (рис. 4.3.27-4.4.29), соответственно, они нагружаются и разгружаются также постепенно. При такой геометрии зацепления значительно увеличивается коэффициент перекрытия и в прочностном расчете следует учитывать распределение передаваемой нагрузки между несколькими парами зубьев сопряженных колес передачи по суммарной длине контактных линий l , которая больше ширины колеса b (рис. 4.3.30).

например, по направлению вращения часовой стрелки несколько увеличится длина контактной линии 1, но настолько же уменьшится длина линии 3. При этом длина контактной линии 2 не меняется. В результате, независимо от углового положения зубчатых колес суммарная длина контактных линий остается неизменной. Если указанное условие не соблюдается, величина l будет периодически изменяться при вращении колес.

Поскольку в большинстве случаев коэффициент торцового перекрытия не является целым числом, то рекомендуется проектировать передачу так, чтобы целому числу равнялся коэффициент осевого перекрытия .

При этом суммарнаядлина контактных линий l будетпостоянной.

245

Тогда с учетом (4.3.114) и (4.3.115) формула (4.3.113) для опреде-

ления расчетной удельной нагрузки преобразуется к виду:

лу (4.3.54), с учетом (4.3.58) получим формулу для проверочных расчетов косозубой передачи по контактным напряжениям:

Для проектных расчетов преобразуем формулу (4.3.118), учтя за-

висимости (4.3.62) и (4.3.65):

4.3.5.5.3. Расчет зубьев по напряжениям изгиба

Данный расчет, как и расчет по контактной прочности, проводят для нормального к зубу сечения nn (рис. 4.3.29). Так как в этом сечении получается прямозубое эллипсоидное колесо (рис. 4.3.27), то для расчета косозубой передачи возможно использование формулы (4.3.74), полученной ранее для расчета прямозубой передачи по изгибным напряжениям, с некоторой ее коррекцией.

Так как нормальный профиль зуба прямозубого колеса соответствует эвольвентному профилю эквивалентного прямозубого колеса (рис. 4.3.27), величину коэффициента формы зуба YF определяют по таблицам, либо по

графикам вида YF f z в зависимости от числа зубьев эквивалентного

прямозубого колеса z , которое определяется по формуле (4.3.93). Изгибающая сила Ftn, лежащая в нормальной плоскости nn

(рис. 4.3.29), равна:

246

Тогда уравнение прочности по изгибным напряжениям для косозубых передач примет вид:

Из формулы (4.3.121) с учетом (4.3.76) – (4.3.78) после преобразований получим формулу для определения величины нормального модуля зацепления косозубой передачи, которая используется при проектных расчетах:

247