ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Цилиндрические передачи с прямыми зубьями из "Детали машин Издание 6 " В дальнейшем рассматриваются только некорригированные передачи. На рис. 7.31 схематически изображена пара зубчатых колес внешнего зацепления и даны обозначения основных размеров колес и передачи. [c.217] Окружное усилие на ведомом колесе совпадает с направление.м окружной скорости, а на ведущем оно направлено против окружной скорости. [c.219] Вследствие деформации зубьев и деталей передачи нагрузка фактически распределяется но длине контактной линии неравномерно увеличение удельной нагрузки ввиду неравномерного ее распределения по длине называют концентрацией нагрузки. [c.221] Неточности зубчатого зацепления приводят к неплавной работе передачи зубья входят в зацепление с ударом. Это вызывает дополнительные динамические нагрузки и, следовательно, увеличение удельной нагрузки. [c.221] Е — модули упругости материалов шестерни и колеса [о] — допускаемое контактное напряжение. [c.222] Формулы (7.14)—(7.17) применимы для некорригированных и корригированных передач с колесами из любых материалов. Они могут быть легко преобразованы для расчетов по окружному усилию (Рр = РК) и для определения требуемой ширины колес при заданном межосевом расстоянии. При расчете по окружному усилию формулы несколько упрош,аются, если расчет вести не но межосевому расстоянию, а по диаметру колеса (см. [19]). [c.222] Следует обратить внимание на то, что контактная прочность зубьев не зависит от величины модуля зацепления, а определяется лишь межосевым расстоянием передачи или диаметрами зубчатых колес. [c.224] Определим положение опасного сечения в корне зуба. Для этого перенесем силу Р по линии ее действия в точку А на оси зуба, пренебрегая при этом некоторым перераспределением напряжений в теле зуба, и впишем в контур зуба квадратичную параболу с вершиной в точке А (рис. 7.35, а). Как известно из курса сопротивления материалов, такая парабола есть контур балки равного сопротивления изгибу, а поэтому точки касания ветвей параболы с контуром зуба определяют опасное сечение, в котором номинальные напряжения изгиба будут максимальными. [c.225] Положенпе опасного сечения можно определить и иным способом. Разложим силу Рп в точке А на две составляющие — Р, и 7 1 (рис. 7.35, 6), причем так как эти силы приложены не на начальной окружности, то они отличны от сил Р и Г, определяемых формулами (7.10) и (7.11). Построим эпюру изгибающих моментов от силы по высоте зуба (рис. 7.35, в). По мере приближения к основанию зуба изгибающий момент возрастает, но одновременно увеличивается и толщина зуба, т. е. высота сечения S, причем момент сопротивления изгибу изменяется по сложной зависимости график изменения момента сопротивления показан на рис. 7.35, г. Для определения напряжени изгиба в различных по высоте зуба сечениях следует ординаты эпюры разделить на ординаты графика характер изменения напряжений по высоте зуба показан на рпс. 7.35, д. Очевидно, опасным будет сечение, в котором достигает максимума частное от деления Л1 на положение этого сечения можно определить по графику а . [c.225] Очертания зубьев изменяются в зависимости от угла зацепления, высоты зуба и числа зубьев. Для не-корригировапного зацепления значения коэффициента формы зуба зависят от числа зубьев г (рис. 7.36) с увеличением 2 увеличивается у. При необходимости учесть сжатие зуба и трение в зацеплении вносят соответствующие изменения в коэффициент формы зуба, оставляя без изменения выражение (7.18) для а . При этом для зубьев ведущих и ведомых колес коэффициенты у при одинаковых 2 будут различными. [c.226] Значения коэффициента у в зависимости от допустимого износа в 10 20 или 30% по отношению к первоначальной толш,ине должны быть соответственно приняты равными 1,25 1,5 2,0. [c.227] Полученную по формуле (7,22) величину модуля следует округлить до ближайшего стандартного значения. [c.227] Практически допускаются следующие числа зубьев шестерни в ручных малоответственных передачах = 10 в маломощных, неответственных приводах гщш = 14 в редукторных передачах 18. [c.228] Передаточное число г. С увеличением передаточного числа и ростом нагрузки увеличиваются габариты передачи. Для получения приемлемых конструкций передачи рекомендуется принимать следующие передаточные числа в одной паре колес в ручных передачах г 12 в легких (маломощных быстроходных) г 7 в тяжелых г 4. Если необходимо получить большие передаточные числа, следует применять многоступенчатые передачи, каждая ступень которых имеет передаточное число не более указанного. [c.228] передачи. К.п.д. зубчатой передачи учитывает потери в зацеплении, подшипниках, а также потери на перемешивание и разбрызгивание масла (в закрытых передачах). Он зависит от чистоты обработки и степени приработки колес, а также от числа зубьев передачи с увеличением числа зубьев, особенно шестерни, к.п.д. зацепления возрастает. В среднем можно принимать с.чедующие значения к.п.д. пары колес необработанные зубья до приработки — 0,83, после приработки — 0,93 зубья фрезерованные — соответственно 0,95 и 0,97 зубья шлифованные с последующей доводкой — 0,985. [c.228] При передаче неполной мощности к.п.д. передачи в значительной степени снижается. [c.228] Коэффициент нагрузки К. Значение коэффициента нагрузки К = выбирают в зависимости от факторов, определяющих концентрацию нагрузки и величину динамической нагрузки. Уточненные значения коэффициентов и приведены в литературе [18]. [c.228] Динамическая нагрузка зависит от степени точности передачи, окружной скорости и жесткости зубьев. Коэффициент динамической нагрузки находится в пределах = 1 - -1,55 большие значения соответствуют пониженной точности передачи, высоким скоростям и малой твердости рабочих поверхностей зубьев. [c.229] Вернуться к основной статье