ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Основы расчета на прочность цилиндрических прямозубых передач из "Техническая механика " Критерии работоспособности и расчета. Размеры зубчатых зацеплений определяют из расчетов па прочность при этом исходные положения расчетов для всех типов зубчатых передач в общем одинаковы. Основными элементами, определяющими работоспособность зубчатых передач, являются зубья колес. [c.447] Помимо этого, в связи с тем, что перекатывание зубьев сопровождается скольжением одного профиля по другому, в зацеплении возникает также сила трения = /F . [c.447] Переменные напряжения и трение вызывают усталостное разрушение зубьев поломки, выкрашивание, абразивный износ, заедание. [c.448] Выход зубьев из строя предупреждается технологическими и эксплуатационными мерами (повышение точности обработки и монтажа, обработка раоочих поверхностей по высокому классу шероховатости, рациональный выбор материалов и термообработки, подбор соответствующей смазки ит, д.). Кроме того, работоспособность передач зависит от правильного расчета и конструирования зубчатых колес. [c.448] Те или иные повреждения и разрушения характерны для определенных условий работы зубчатых передач. [c.448] в закрытых передачах, работающих с обильной смазкой, основным видом повреждения является усталостное выкрашивание (питтинг) рабочих поверхностей от контактных напряжений, поэтому закрытые передачи рассчитываются на контактную усталость и проверяются на изгиб. [c.448] Открытые передачи, работающие без смазки и не защищенные от внешней среды, выходят из строя в результате абразивного износа, приводящего к излому зубьев. Поэтол1у основным критерием работоспособности открытых передач является прочность зубьев на изгиб. [c.448] Расчет прочности зубьев из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей. Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартшюван ГОСТ 21354-75. В излагаемых ниже основах расч.зта введены некоторые упрощения, мало влияющие на результаты расчетов для большинства случаев практики. [c.448] Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449] Ввиду ограниченности объема книги, расчетные формулы приводим без выводов. [c.449] При выборе материалов для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение стали одной и той же марки, но твердость поверхностей зубьев шестерни должна быть на 20—30 единиц Бри-неля выше, чем колеса. [c.450] Полученное по формуле (7.5) значение межосевого расстояния округляют до ближайшего большего значения из стандарт ного ряда 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 315 и т. д. (см. СТ (Ш 229-75). [c.450] После определения межосевого расстояния назначают предварительную величину модуля в интервале т = (0,01...0,02) и согласовывают его со стандартными значениями из ряда 1,0 1,25 1,75 2,0 2,25 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 и т. д. (см. СТ СЭВ 310-76). [c.451] Затем определяют основные геометрические параметры шестерни и колеса, в частности ширина зубчатого колеса равна Ь = Формулы для остальных геометрических параметров приведены в табл. 7.1. [c.451] После установления окончательных размеров шестерни и колеса необходимо произвести проверочный расчет на предмет соблюдения условия контактной усталости рабочих поверхностей зубьев передачи Off ==s [ая1. [c.451] Расчет зубьев на изгиб из условия сопротивления усталости. [c.452] Зуб будем рассматривать как балку, жестко защемленную одним концом. Силу Fn будем считать приложенной к вершине зуба по нормали к его поверхности, силу трения учитывать не будем. Расчетная схема представлена на рис. 3.73. [c.452] Здесь момент М и числа зубьев г могут быть взяты по шестерне или по колесу, так как М /гх = /Иа/га. [c.453] Вернуться к основной статье