Основы конструирования Кинематические характеристики Проектный расчет на контактную выносливость Проверочный расчет на выносливость при изгибе Цепная передача Проектный расчет валов Подшипники качения Подшипник скольжения Вот этот сайт с поливом спортивных сооружений предлагает обучение всем монтажным сотрудникам.

Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Расчетные напряжения изгиба на переходной поверхности зубьев шестерни и колеса определяются по формуле, МПа:

,

где   – коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни  и колеса  (см. подразд. 4.12) и коэффициентов смещений  и ;  – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;  – коэффициент, учитывающий перекрытие работы зубьев (коэффициент торцевого перекрытия );  – удельная окружная сила, определяемая по аналогии с удельной окружной силой  (см. подразд. 4.9).

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев, определяется по формуле (см. подразд. 4.2):

.

Коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле, приведенной в подразделе 4.2.

При поверочном расчете на выносливость при изгибе может оказаться, что  << . Это является допустимым, поскольку нагрузочная способность большинства цилиндрических передач ограничивается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб. Если расчетное значение напряжения  окажется больше допустимого напряжения , то в данном случае применяют зубчатые колеса с положительным смещением, либо увеличивают модуль зацепления. Данный случай встречается при изготовлении зубчатых колес из материалов с высокой твердостью (HRC> 50…60).

Силы в зацеплении

В общем случае (косозубая цилиндрическая передача) нормальная сила в зацеплении  раскладывается на три составляющие (рис. 4.12):

– окружное усилие

;

– радиальное усилие

;

– осевое усилие (для прямозубых передач равно нулю)

.

Рис. 4.12. Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Особенности расчета на прочность косозубых

и шевронных цилиндрических передач

У косозубых колес зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол  (рис. 4.13). Профиль косого зуба в нормальном сечении  совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть стандартным.

В торцовом сечении  косозубого колеса изменяются в зависимости от угла :

– окружной шаг ;

– окружной модуль ;

– делительный диаметр .

Прочность зуба определяют его размеры и форма в нормальном сечении. Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять через параметры эквивалентного прямозубого колеса (рис. 4.13).

Нормальное к зубу сечение образует эллипс с полуосями

,

где .

В зацеплении участвуют зубья, расположенные на малой оси эллипса, т.к. второе колесо находится на расстоянии . Радиус кривизны эллипса на малой оси (см. геометрию эллипса) определяется выражением

.

В соответствии с этим эквивалентное колесо будет определяться следующими параметрами:

– эквивалентный диаметр

;

– эквивалентное число зубьев

.

Рис. 4.13

Эквивалентные параметры используются для распространения расчетов на прочность цилиндрических прямозубых передач на цилиндрические косозубые передачи.

Увеличение эквивалентных параметров с увеличением угла  является одной из причин повышения прочности косозубых передач. Вследствие наклона зубьев получается колесо как бы больших размеров или при той же нагрузке уменьшаются габариты передачи.

Машины, как и другие изделия, изготавливаются только по проекту, который, в любом случае, является совокупностью графических и текстовых документов. Правила и порядок разработки, оформления и обращения этих документов устанавливается комплексом стандартов — Единой системой конструкторской документации (ЕСКД), разработанной в 70-е годы XX в
Конструирование и проектирование механизмов