Из расчета на контактную прочность определены размеры «aw» и «bw». Задавшись приемлемой величиной коэффициента ψm (из таблиц), находят «m», т.е.
,
где ψm– коэффициент ширины зубчатого венца относительно модуля.
Значение «m» согласуют со стандартом. Для силовых передач рекомендуется применять m мм.
Далее, для передач без смещения, определяется суммарное число зубьев по формуле:
– (целое без округления число).
И, далее:
.
При нарезании зубьев без смещения можно изготовить колесо лишь с z1min . Вводя положительное смещение инструмента, исключают подрезание зубьев и получают z1min = 12 и даже менее.
На практике минимальное число зубьев шестерни назначают не только из технологических, но и кинематических соображений (плавность, бесшумность и др.). Для уменьшения шума в быстроходных передачах рекомендуют брать z1
Для окончательного утверждения выбранного значения модуля необходимо проверить прочность по напряжениям изгиба .
ЛЕКЦИЯ № 7Расчет зубьев по напряжениям изгиба
Зуб имеет сложное напряженное состояние. Наибольшие напряжения изгиба образуются у корня зуба в зоне перехода эвольвенты в галтель. Здесь же наблюдается концентрация напряжений.
Рассмотрим приближенный метод как наиболее распространенный на практике. Неточности такого расчета принято компенсировать введением поправочных коэффициентов.
Допущения:
· Вся нагрузка зацепления передается одной парой зубьев и приложена к вершине зуба. Практика подтверждает, что этот худший случай справедлив для 7-й, 8-й и более низких степеней точности (всего 12 степеней точности). Для более точных передач (6-й и выше) вводятся поправки.
· Зуб рассматривается как консольная балка, для которой справедлива гипотеза плоских сечений (или методы сопротивления материалов).
Силу Fn переносим по линии действия на ось симметрии зуба и раскладываем на составляющие Ft и F'r. При этом радиус приложения окружной силы Ft будет несколько больше радиуса начальной окружности. Пренебрегая этой разницей, для расчета сил сохраняем формулы, полученные ранее, т.е.
;
Напряжение в опасном сечении, расположенном вблизи хорды основной окружности, равны:
.
где W = – момент сопротивления изгибу; A = – площадь сечения.
Знак «–» в формуле указывает, что за расчетные напряжения принимают напряжения на растянутой стороне зуба, т.к. в большинстве случаев практики именно здесь возникают трещины усталостного разрушения.
Вместо абсолютных значений размеров l и s применяют приведенные безразмерные величины:
где m – модуль зубьев.
После их подстановки и введения расчетных коэффициентов имеем:
где – теоретический коэффициент концентрации напряжений; – коэффициент расчетной нагрузки.
Обозначим:
где YF – коэффициент формы зуба, безразмерная величина, зависит от числа зубьев и коэффициента смещения инструмента x (определяется по графикам).
Для проверочных расчетов прямозубых цилиндрических передач расчетную формулу изгибных напряжений записывают в следующем виде:
где - допускаемое напряжение изгиба,
KF= kFβ kFν.
Анализ формулы показывает, что уменьшение модуля «m» и ширины зуба bwспособствует увеличению изгибных напряжений.
Вопросы для самоподготовки
1. Основные геометрические параметры зубчатых передач. Как они между собой связаны.
2. Коэффициент торцевого перекрытия ε . Его рекомендуемые значения для прямозубых и косозубых передач.
3. Понятие о степенях точности зубчатых передач и их влияние на качественные характеристики передач.
4. Критерии работоспособности и виды разрушения зубьев зубчатых передач.
5. Контактные напряжения. Какие виды разрушений связаны с этими напряжениями.
6. Понятие о коэффициентах расчетной нагрузки зубчатых передач. Основные факторы, влияющие на коэффициенты.
7. Силы в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи.
8. Расчет прочности зубьев цилиндрической прямозубой передачи по контактным напряжениям.
9. Влияние модуля и числа зубьев на контактные напряжения.
10. Влияние ширины колеса на контактные напряжения и почему ее (ширину) ограничивают.
11. Расчет прямозубой цилиндрической передачи по напряжениям изгиба.
12. От каких параметров зависит коэффициент формы зуба и его определение.