Деталі машин: Конспект лекцій № 1-11 (Зварні з'єднання. Муфти приводів), страница 11

Небезпечним навантаженням вважається таке, котре відповідає моменту початку входу зуба в зачеплення. Інтенсивність навантаження q_p створює дві складові, з яких одна стискає, а інша нагинає зуб.

Небезпечним перерізом вважається переріз у кореня зуба з боку розтягнутих волокон, тому що загартовані сталеві зуби слабкіше пручаються розтяганню, чим стиску.

a_l - кут зачеплення при вершині зуба.

 b = 1.

Вхідні в ці формули величини S, h і a_l аналітично важко визначаються, тому формула перетвориться так, щоб у дужках були безрозмірні величини, сукупність яких визначається по таблицях або графікам:

Тут: y - коефіцієнт форми зуба; визначається по таблицях або графікам залежно від числа зубів і коефіцієнта корекції (якщо вона є).

Рис. 36

Підставивши значення q, введене раніше, отримуємо перевірочну формулу:

Для проектних розрахунків формула перетвориться із введенням коефіцієнта відносної модульної ширини шестерні:

  звичайно y_м = 6 –10

Виражаючи величини А и b через модуль, отримуємо проектну формулу:

Звичайно шестірні закритих передач розраховуються на контактну міцність (небезпечним є пітінг) і перевіряються на вигин; шестірні відкритих передач, для яких пітінг не небезпечний, розраховуються тільки на вигин.

Визначення допустимих напруг вигину

Допустимі напруги визначаються як частина від межі утоми (витривалості) матеріалу при симетричному циклі навантаження:

- для нереверсивних передач;

- для реверсивних передач.

Тут: n₁ - коефіцієнт запасу міцності по межі утоми, ДО_s - коефіцієнт концентрації напруг у ніжки зуба, K_рн - коефіцієнт режиму навантаження по вигині, можна приймати його рівним 1 для більшості передач (тільки для дуже тихохідних передач він може бути більше одиниці).

Особливості розрахунку косозубих циліндричних шестерень

Рис. 37

Принципово розрахункові формули для косозубих шестерень ті ж, що й для прямозубих, відмінність полягає в наступному:

                                                                                                                Таблиця 2

Нерівномірність епюри є позитивним чинником, рятуючи зуби від кромочних тисків при невеликому перекосі її в зачепленні; вона є наслідком нерівної жорсткості головки й ніжки зуба.

Особливості розрахунку конічних прямозубих шестерень

Конічні шестірні розраховуються як еквівалентні їм циліндричні.

Окружне зусилля визначається по середньому діаметрі, розрахунковим є середній модуль. При визначенні коефіцієнта форми зуба приймається еквівалентне число зубів.

Корекція зубів шестерень

                          

Рис.38

З метою зменшення габаритів і ваги машин бажано в малих шестерень число зубів робити мінімальним, однак цьому перешкоджає підріз ніжки зуба, що для евольвентного двадцятиградусного зачеплення має місце при Z < 17 зубів. Уводячи корекцію (теоретичне виправлення профілю), можна зменшити Z_min до 14 зубів і навіть менше.

1. Кутова корекція (фау-коррекція) полягає в зсуві профілю зубів малої шестірні в плюс (від центра) на величину:

V = ζm

де ζ - коефіцієнт корекції.

При цьому збільшується на величину V міжцентрова відстань, а також кут зачеплення, тому що при розсуненні центрів розсовуються відповідно й основні окружності, до яких дотична лінія зачеплення.

2. Висотна корекція (фау-нуль-коррекція), при якій профіль зубів малої шестірні зміщається в плюс (+V), а профіль зубів колеса на стільки ж - у мінус (-V). При цьому міжцентрова відстань і кут зачеплення не міняються, змінюються лише відносна висота головки й ніжки зубів.

Виготовлення коригованих шестерень не становить ніяких труднощів.

ККД зубчастих передач

Для закритих передач у середньому:

циліндричних ( =0,98,

конічних ( = 0,97.

Для відкритих передач: