ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Расчет цилиндрических передач на прочность из "Техническая механика. Детали машин " Приведенная в этом параграфе методика расчета эвольвент-ных зубчатых передач в основном соответствует стандарту, но содержит некоторые упрощения, которые не оказывают существенного влияния на результаты расчетов, и необходимы с точки зрения учебного процесса в техникумах. [c.133] Расчет зубьев на контактную усталость. Контакт двух зубьев цилиндрических зубчатых колес рассматривается как контакт по образующим двух цилиндров и, следовательно, является линейным контактом. Наибольшие контактные напряжения (рис. 7.24) возникают при соприкосновении зубьев в полюсе (в зоне однопарного зацепления прямозубых передач). [c.133] Если колеса косозубые, то радиусы кривизны зубьев определяются по размерам эквивалентных колес, следовательно. [c.135] Большие значения—для постоянных нагрузок и жестких конструкций опор и валов. [c.136] После определения межо1 евого расстояния а из эмпирических соотношений определяют модуль и округляют его значение до стандартного. [c.136] Основные параметры (межосевые расстояния а, номинальные передаточные числа и, коэффициенты ширины колес v /f a) цилиндрических передач для редукторов регламентированы ГОСТ 2185—66 (см. табл. 7.5 и 7.6). [c.137] Учитывая возможное осевое смещение зубчатых колес при сборке передачи, ширину венца шестерни принимают на несколько миллиметров большей, чем ширину венца колеса. [c.137] Примечание. В табл. 7.5 и 7.6 1-й ряд следует предпочитать 2-му. [c.138] При расчетах на изгиб зуб рассматривается как консольная балка, жестко защемленная одним концом, для которой справедлива гипотеза плоских сечений. Кроме того, полагаем, что вся нагрузка F воспринимается только одним зубом, и пренебрегаем силами трения, что дает возможность считать силу направленной по общей нормали к профилям соприкасающихся зубьев. Так как зуб своей вершиной входит в зацепление не на межосевой линии, то угол, который составляет линия дав.пе1шя с осью симметрии зуба, будет немного больше угла зацепления, но этой разницей пренебрегаем и полагаем, что а = с/.. [c.138] Из практики известно, что усталостные трещины (рис. 7.20, а) возникают у основания зуба в зоне растянутых волокон. Это происходит потому, что основание зуба является местом, где возникают наибольшие напряжения изгиба и концентрация напряжений, последнее будем учитывать, вводя в расчеты теоретический коэффициент концентрации напряжений К . [c.138] Напряжениями сжатия (сравнительно небольшими) будем пренебрегать, так как на растянутой стороне зуба (где возникают усталостные трещины) суммарные напряжения равны разности напряжений изгиба и сжатия, следовательно, расчет только по напряжениям изгиба даст некоторое увеличение запаса прочности. [c.138] Для обеспечения одинаковой долговечности ведущего и ведомого колес шестерню делают из более прочного материала, но прочность зуба также зависит от его формы. Поэтому сравнительную оценку прочности зубьев при изгибе можно провести по отношению [a ]/F . для ведущего и ведомого колес, а проверочные расчеты ведут по колесу, для которого это отношение меньше. [c.140] При проектном расчете на изгиб задаются числом зубьев шестерни (для открытых передач z, = 17...22) и коэффициентом ширины колеса vl/ (для открытых передач 1/м = (10... 12)/ /zj) коэффициент Kj.- определяют по графику на рис. 7.23. [c.140] Вернуться к основной статье