25. Расчет зубьев прямозубых цилиндрических колес на изгиб.

Наиб. напряж. изгиба возник. в ножке (корне) зуба, т.е. на хорде основной окруж-ти.Условия: работает 1 пара зубьев в зацеплении, зуб рассм. как консол. балка, для кот. справедлива гипотеза плоских сечений, размеры зуба в сечении соизмеримы с размерами зуба по высоте.Fn=Ft/cosα_w, α_w=20, l – расстояние до зоны разрушения, α’=α_w+Δα, σ_F=-σ_c±σ_и=(-F_r’/bS±F_t’∙l∙6/bS²)∙K_T, где bS²/6 – момент сопротивления прямоуг. сечения в основании зуба, К_Т – коэф. Концентрации. После преобразований для прямоз. передачи σ_F=F_tK_FY_F/bm≤[σ_F], для косоз. ∙Z_Нβ, где K_F=K_FβK_FV – коэф. расчетной нагрузки, K_Fβ – коэф., учит. неравномер. распр-ния нагрузки по длине зуба, K_FV – коэф. динамич. нагрузки, Y_F – коэф. формы зуба, Z_Нβ – коэф. упрочнения.

26. Основные геометрические параметры косозубых цилиндрических колес.

Зубья располагаются не по образующей делит. диаметра, а составляют с ней некоторый угол β (8…15º). Оси колес остаются параллельными. Профиль косого зуба в нормал. сеченииn-n совп. с профилем прямого. В торцовом сечении t-t параметры изм-ся в завис.от угла β: окружной шаг р_t=р_n/cosβ, окружной модуль m_t=m_n/cosβ, делит. диаметр d=m_tZ. Прочность колеса, его зубьев, оценивают ч/з эквив. прямоз. колесо. Все параметры эквив. прямоз. колеса ув-ся (размер, число зубьев) => ↑ прочность. Эквив. диаметр: d_v=d/cos²β, экв. число зубьев: z_v=z/cos³β. Достоинства: многопарность зацеплений, плавность передачи нагрузки, бесшумность работы, ув-ние передаваемой нагрузки в 1,5 раза при тех же габаритах.

27. Силы, действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передаче.

F_n – нормал. сила, напрвл. по линии зацепления к общей нормали раб. пов-тей зубьев. Силу F_n раскладывают на окружную F_t=2T₁/d₁, осевую F_a=F_ttgβ и радиальную F_r=F_ttgα_w/cosβ. F_n=F_t/cosα_wcosβ

28. Особенности расчета на прочность цилиндрической косозубой передачи по контактным напряжениям.

σ_H=1,18∙Z_Нβ√[Е_прT₁К_Н(u±1)/d²_w1b_wsin2α_wu]≤[σ_H], где Z_Нβ – коэф. повышения прочности, K_H=K_HVK_HβK_Hα – коэф. контактной прочности, K_Hα – коэф. неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев, 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, u – фактич. значение передат. числа. Проект. расчет: d₁=1,2⁽³⁾√[E_прT₁K_Hβ(u±1)/[σ_H]²ψ_bdu], ψ_bd=b/d₁=0,5ψ_ba(u+1), ψ_ba=0,4…0,5 – коэф. ширины зубч. венца по отнош. к диаметру.

29. Особенности расчета на прочность цилиндрической косозубой передачи по напряжениям изгиба.

Расчет аналогично с учетом ув-ния прочности косозуб. передач: σ_F=Y_F∙Z_Fβ∙F_t∙K_F/b_w∙m_n≤[σ_F], где Y_F – коэф. формы зуба, Z_Fβ – коэф. повышения прочности, K_F =K_FβK_FV – коэф. расчетной нагрузки, K_Fβ – коэф., учит. неравн. распр. нагрузки по дл. зуба, К_FV – коэф. динамичности. Проект. расчет: m_n=√[2T₁K_FβY_FZ_Fβ/z₁ψ_m[σ_F]].

30. Материалы зубчатых колес. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений.

Наибольшую твердость а => наим. габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубч. колес из сталей подвергнутых термообработке. В завис. от твердости стальные зубчатые колеса разделяют на 2 основные группы: HB<350 – зубч. колеса, нормализованные или улучшенные; HB>350 - с объемной закалкой. Чугун применяют для изготовления крупногабарит., тихоход. колес и колес открытых зубч. передач. Основной недостаток чугуна – пониж. прочность по напряжению изгиба. Чугун не дорог обладает хорошими литейными свойствами, хорошо обрабатывается.

[σ_H]=σ_H0/n_HK_HL, σ_H0 – базовый предел контакт. выносливости пов-ти материала, для HB<350 σ_H0=2HB+70, n_H – коэф. запаса, К_HL – коэф. долговечности, завис. от режима работы. [σ_F]=σ_F0K_FLK_FC/S_F, σ_F0 – баз. предел изгиб. выносливости, σ_F0=1,8HB, К_FL – коэф. долговечности, К_FC – коэф., учит. реверсивность, S_F - коэф. безопасности.