Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач на контактную и изгибную выносливость зубьев

Допускаемые напряжения зависят от материалов колес и долговечности передачи. Напряжения меняются во времени по пульсирующему циклу. Из раздела сопротивления материалов известно, как определяется из кривой усталости предел выносливости σ_-1, являющийся характеристикой материала при действии повторно-переменных напряжений. Аналогичным образом строится и зависимость предельных контактных напряжений от числа циклов нагружения. Наибольшее значение максимального по величине напряжения цикла, которому материал может сопротивляться без признаков усталостного выкрашивания неограниченно долго, называют пределом контактной выносливости поверхности зуба и обозначают σ_{Hlim b}. Это напряжение соответствует базовому числу циклов перемены напряжений, обозначаемый N_Hlimb. Зная параметры одной точки кривой, можно определить значения параметров в любой другой, соответствующее другому числу циклов.

 

 

Рисунок 32

 

=>

Как известно, допускаемое напряжение является частью предельного напряжения.

Здесь: S_H - коэффициентт запаса прочности;

z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость колес;

K_HX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

K_HL - коэффициент долговечности.

Эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений в поверхностном слое зубьев

N_HE=60∙n∙L_h,

 

где L_h - продолжительность работы в часах.

Если N_HE≥N_Hlimb, то принимают K_HL=1. Предельное максимальное значение K_HLтакже ограничивают в зависимости от термообработки материала. При проектировочном расчете принимают z _R=z_V=K_HX= 0,9.

 

При расчете на изгибную выносливость

Здесь σ_Flimb - предел выносливости материала зуба при отнулевом цикле

изменения напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений

S_F - коэффициент безопасности при изгибе

k_FC -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

k_FL - коэффициент долговечности

.

Базовое число циклов перемены напряжений изгиба N_FO=4∙10⁶,

Показатель степени m=6 при твёрдости рабочих поверхностей ≤HB350 и m=9 – при >HB350.

 

Цилиндрические косозубые передачи: особенности конструкции,

Достоинства и недостатки. Геометрия косозубых колес.

У косозубых колес зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол β. Оси колес при этом остаются параллельными.

 

Рисунок 33

Достоинства:

- плавность работы косозубого зацепления. При этом значительно понижаются шум и динамические нагрузки. Зубья нагружаются постепенно по мере захода их в поле зацепле­ния, а в зацеплении всегда находится минимум две пары;

- большая нагрузочная способность по контактным и изгибным напряжениям.

Основным недостатком является наличие в зацеплении осевых сил, которые дополнительно нагружают опоры валов.

Для нарезания косых зубьев используют инструмент такого же исходного контура, как и для нарезания прямых. Поэтому профиль косого зуба в нормальном сечении совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении является стандартным. В торцовом сечении t-t параметры косого зуба изменяются в зависимости от угла β:

Окружной шаг

 

окружной модуль

 

делительный диаметр

 

межосевое расстояние

Коэффициент перекрытия в косозубой передаче

 

 

 

Рисунок 34

g_α - активная часть линии зацепления (ограниченная цилиндрами вершин зубьев);

P_tb - основной окружной шаг зубьев;

b_w - рабочая ширина венца;

P_x- осевой шаг зубьев;

 

Коэффициент перекрытия в косозубой передаче:

 

Таким образом, хотя в косозубых передачах суммарная длина контактных линий изменяется незначительно, в зацеплении участвуют одновременно две-три пары зубьев. При этом зубья нагружаются постепенно, по мере входа их в поле зацепления (в прямозубой передаче зубья входят в зацепление сразу по всей длине).

 

УСИЛИЯ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ЗУБЬЕВ КОСОЗУБЫХ КОЛЕС

В косозубой передаче нормальную силу Fn раскладывают на три составляющие: окружную, осевую и радиальную.

 

 

 

 

Рисунок 35