33. Расчетная нагрузка при проектном расчете зубчатых колес, ее оценка в зависимости от характера нагрузки и схемы передачи, коэффициент долговечности, расчет критериев прочности.

Расчётная нагрузка(Н/мм)-наибольшая удельная нагрузка, распределённая по линии контакта зубьев: . F_n-нормальная сила в зацеплении; К-коэф-т нагрузки, определяемый при расчётах на контактныю усталость активных поверхностей зубьев по формуле и на сопротивление усталости зубьев при изгибе по формуле , К_А-коэф-т учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, l_∑-суммарная длина контактных линий. Расчёт допускаемых контактных напряжений ведётся по формуле: , где -предел контактной выносливости, соответствующий базе испытаний(т.е. наибольшему числу циклов при испытаниях на усталость), заваисит от термообработки и твёрдости поверхности зубьев; Z_N-коэф-т долговечности; S_H-минимальный коэф-т запаса прочности. Коэф-т долговечности Z_N учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач, когда заданное число циклов изменения напряжений N_k меньше базы испытаний N_{H lim b}; этот коэф-т определяется по формуле: Заданное число циклов определяется по формуле: , n-частота вращения колеса, L_h-заданная долговечность (ресурс) передачи в часах.Максимальное значение коэф-та долговечности: для зубьев с поверхностным упрочнением 1,8, для зубьев с однородной структурой материала 2,6.

34. Штифтовые соединения, виды штифтов, назначение, расчет на прочность при различных видах нагружения.

Штифтовым называется соединение составных частей изделия с применением штифта. Штифтовые соединения применяют для фиксации взаимного положения деталей при передаче сравнительно небольших вращающих моментов; для закрепления деталей на конце вала применяется соединение, где штифт выполняет роль круглой шпонки. Достоинства штифтовых соединений: их простота, технологичность и низкая стоимость. Недостаток некоторых штифтовых соединений-ослабление сечения вала отверстием и связанная с этим концентрация напряжений. Основные типы стандартных штифтов: конический гладкий(а), конический насечённый(б), цилиндрический гладкий(в), цилиндрический насечённый(г), пружинный(д). Штифты обычно изготавливают из углеродистой или пружинной стали, для соединения пластмассовых деталей применяют штифты из пластмасс. Критерием работоспособности крепёжного штифтового соединения является прочность. При передаче сравнительно небольших вращающих моментов диаметр штифта можно определить из расчёта его на срез по двум по двум поперёчным сечениям, а затем проверяют соединение на смятие, причём условная площадь смятия равна половине площади диаметрального сечения круглой шпонки. Насечённые штифты рассчитывают также как и гладкие, но с коэффициентом ослабления, равным 1,3…1,5.

35. Последовательность проектного и проверочного расчетов прямозубых цилиндрических передач, исходные данные для расчета, критерии прочности.

Исходные данные: передаваемый момент T_2, коэф-т K_HB и допускаемое напряжение [ϭ_Н] находятся по определённым данным, передаточное число и, коэф-т ширины венца ψ_ba рекомендуется выбирать по ГОСТ из ряда. 1) Определяют межосевое расстояние по формуле и округляют его до ближайшего значения по ГОСТ. 2)Выбирают модуль в интервале (0,01-0,02)а_w и выравнивают его по ГОСТ. 3) Определяют суммарное число зубьев z_∑=z₁+z_2. 4) Определяют числа зубьев шестерни и колеса z₁, z_2. После всех указанных округлений необходимо проверить межосевое расстояние. При проверке может обнаружится несоответствие полученного результата с ранее принятым значением а_w по стандарту. В этом случае надо устранить расхождение изменением угла β. 5) После установления окончательных размеров шестерни и колеса определяется коэф-т ширины шестерни по диаметру, окружная скорость и степень точности передачи. 6) Рассчитывается коэф-т нагрузки: , значения множителей выбираются из таблицы. 7) Выполняется проверка контактных напряжений по формуле(проверочный расчёт): . 8) После вычисления окружной силы Ft и радиальной силы Fr проверяют зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Силу F_nраскладывают на окружную F_tи радиальную F_rсоставля­ющие:

– изгибающая зуб, –сжимающая зуб,

(21.17) – угол главного профиля, где –угол зацепления; Т – вращающий момент на колесе (шестерне).

Векторы радиальных сил у колес с внешним зацеплением направ­лены к центру, а у колес с внутренним зацеплением – от центра зубчатого колеса.

Прямозубые цилиндрические передачи

Критериями прочности являются и

Расчет выполняют для наиболее опасного случая – однопарного зацепления, когда вся внешняя нагрузка передается одной парой зубьев.

(21.21)

где F_t– окружная сила; B_W–ширина венца колеса; m –модуль зацепления; y_F– коэффициент формы зуба; K_Fα – коэффициент, учитывающий одновременное участие в передаче нагрузки нескольких пар зубьев (K_Fα= 1); K_Fβ –коэффициент концентрации нагрузки; K_Fυ –коэффициент динамической нагрузки.