21. Основные геометрические параметры прямозубых цилиндрических колес.

Меньшее из колес наз. шестерня, большее – колесо. Параметрам шестерни припис. индекс 1, колеса – 2.a_w – межосевое расстояние, d_a – диаметр окружности вершин зубьев, d_f – диаметр окружности впадин зубьев, d – делит. диаметр окружности (по кот. обкатывается инструмент при нарезании), d_w – начал. диаметр (по кот. пара зубч. колес обкатывается в процессе вращения), α_w – угол зацепления, α – угол профиля, m – модуль, z – число зубьев, p – шаг (расстояние между двумя сосед. зубьями), u – передат. число. Рассм. передачи без смещ. инструмента при нарезании. Длина делит. окруж-ти: πd, шаг по окруж-ти: р=πd/z, р/π=d/z=m – модуль передачи – основ. геом. характ-ка; a_w=(d_w1+d_w2)/2=m(z1+z2)/2, d_w=d, α_w=α=20; d=mz; d_f=d-2,5m; da=d+2m, z_Σ=z₁+z₂. h₀* - коэф.высоты головкзуба, h₀* - коэф.ножки зуба, по ГОСТ h₀*=1, h=2,25m – высота всего зуба, с₀* - коэф. радиального зазора.

22. Виды разрушений зубьев. Критерии работоспособности и расчетов зубчатых передач.

Т.к. колеса взаимодействуют зубьями, то часто при эксплуатации набл. повреждения их рабочих пов-тей. Виды разрушений: 1. усталостное выкрашивание (на рабочих пов-тях появл. небольшие углубления, кот. затем превращаются в раковину), приводит к ↑ контакт. давления, нарушает работу передачи, меры предупреждения: ↑ твердость материала термообработкой, ↑ степень точности передачи; 2. абразивный износ – м/у зубьями происх.относит.движение (скольжение), что вызывает доп.силу трения; пыль, грязь -> царапается, износ -> ↓ размеры зуба -> нагрузка const -> поломка зуба, предупреждение: ↑ твердости пов-ти зубьев, защита от загрязнения, применение спец. масел; 3. заедание – когда ↑ усилия, ↑ скорости – температура ↑ на столько, что появл. эффект сварки с последующим отрывом части Ме с пов-сти слаб.зуба; 4. пластич.сдвиг – когда ↑ усилия, ↓ скорость, ↓ твердость зубьев – материал намазывается; 5. скалывание тв. слоя зуба – связ.с дефекто покрытия, неправ.технологией. Критерии: 1. обеспеч. контакт. прочности, 2. обесп. изгибной прочности. Для закр. передач основным явл. 1-й критерий, для откр. – 2-й.

23. Силы, действующие в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи.

F_n – нормал. сила, напрвл. по линии зацепления к общей нормали раб. пов-тей зубьев. Силу F_n переносят в полюс зацепления (где осевая линия пересекается с касательной к основной окружности) и раскладывают на окружную F_t и радиальную F_r. F_t=2T₁/d_w1≈2T₁/d₁, F_r=F_ttgα_w, F_n=F_t/cosα_w, гдеw – угол зацепления, 20.

24. Расчет на прочность зубьев цилиндрических прямозубых передач по контактным напряжениям.

Допущения: 1. установлено, что наим. контактной выносливостью обладает околополюсная зона раб. пов-ти зубьев, поэтому расчет контакт. напряжений проводят в полюсе зацепления, а именно в контакте делит. диаметра; 2. контакт двух зубьев пары колес рассм.как контакт двух цилиндров с радиусами 1 и 2; 3. контактные напряжения определяют по ф-ле Герца для 2 цилиндров: _Н=0,418∙(qE_пр/_пр), где q=F_nK_HβK_HV/l_∑ – удел. расчет. нагрузка – на ед. длины, l_∑ – суммарная линия контакта, K_Hβ – коэф., учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба, завис. от расположения передачи относит-но опор, K_HV – коэф. динамичности, завис. от окружной скорости колес, точности изготовления, Епр – модуль упругости приведенный (Е_пр стали = 2∙10⁵МПа), _пр – радиус цилиндра (приведенный радиус кривизны), 1/_пр=1/₁+1/₂.

_Н=1,18∙Z_Hβ∙[E_пр∙T₁∙K_H∙(u+1)/(d₁²∙b∙sin2α∙u)]≤[σ], где u – передат. число, d₁ – диаметр, b – ширина колеса, K_H- коэф. контакт. прочности.