Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям

Окружная сила в зацеплении, Н F_t=2T₁/d_m1.

Окружная скорость колес, м/с  v=π d_m1n₁/(60·10³).

Степень точности принимается по табл. 3.6.

Расчетные контактные напряжения определяются по формуле, МПа

                                              (4.2)

где  – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, принимается равным 1,77;

 – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, принимается равным 275;

 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, принимаемый равным  = 0,9.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_Hv=δ_H g ₀ V

где δ_H – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (табл. 4.2);

g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл. 4.3);

Таблица 4.2

Значения коэффициентов δ_H и δ_F

Вид зубьев	δH		δF
	HB1(2)≤350	HB1(2)>350
Простые без модификации*	0,06	0,14	0,16
Простые с модификацией*	0,04	0,10	0,11
Косые	0,02	0,04	0,06

Примечание. * – модификация – снятие фаски на верхней части головки зуба величиной примерно 0,01 и длиной 0,4 модуля для более плавного входа зубьев в зацепление;

Таблица 4.3

Значения коэффициентов g₀

Модуль m, мм	Степень точности
	6	7	8	9
	g0
≤3,55	3,8	4,7	5,6	7,3
≤10	4,2	5,3	5,3	8,2
>10	4,8	6,4	6,4	10,0

V – окружная скорость колес, м/с

;

=0,5(d_{m 1}+d_{m 2}), мм – условное межосевое расстояние, определяющее моменты инерции колес.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

W_Htp=F_t K_Hβ/b.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, K_Hv=1+(W_Hv/W_Htp).

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

W_Ht= F_t K_Hβ K_Hv K _А/b.

Если полученная величина контактных напряжений σ_H превышает величину допускаемых контактных напряжений [σ_H] более чем на 5%, то изменяется ширина венца колес b с последующим пересчетом параметров передачи.

4.4. Проверочный расчет зубьев по усталостным
напряжениям изгиба

Расчетные напряжения изгиба зуба (МПа) должны удовлетворять условию

σ _F1(2)= Y_F1(2) Y_β Y_ε W_Ft /(0,85m_m)≤[σ _F1(2)],

где  – коэффициент, учитывающий форму зуба. Определяется по графику (рис. 3.3) в зависимости от эквивалентного числа зубьев  (при нулевом смещении используется кривая, соответствующая Х=0). Для конических зубчатых колес ;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых колес = 1.

 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимается  = 1.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_Fv=δ_F g ₀ V

где δ_F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (см. табл. 4.2);

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

W_Ftp=F_t K_Fβ/b,

где K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (рис. 3.2 в, г – схемы 1, 2).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, K_Fv=1+(W_Fv/W_Ftp).

Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм

W_Ft=F_t K_Fβ K_Fv K _А/b.

для прямых зубьев Z_1(2)Е=Z₁₍₂₎/cos δ₁₍₂₎;

для косых зубьев             Z_1(2)Е=Z₁₍₂₎/(cos³ β₁₍₂₎ cos δ₁₍₂₎).

Расчет производят для элемента пары «шестерня-колесо», у которого меньшая величина отношения [σ _F1(2)]/ Y_F1(2).

Коэффициент, учитывающий форму зуба (х₁₍₂₎=0) (рис. 3.3).

Если при проверочном расчете окажется, что σ_F1(2) значительно меньше [σ_F1(2)], то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если перегрузка превышает 5%, то необходимо увеличить модуль с последующим пересчетом числа зубьев и повторить проверочный расчет передачи на изгиб.

4.5. Проверка прочности зубьев при перегрузках
 (при случайном увеличении крутящего момента сверх
 номинального)

Максимальные контактные напряжения, МПа

.

Максимальные напряжения изгиба, МПа

.

⇐ Предыдущая3456789101112Следующая ⇒

Поделиться: