Силы в зацеплении прямозубых колес

Распределенную нагрузку на площадке контакта принято представ­лять в виде сосредоточенной силы, приложенной в точке зацепления и направленной по линии зацепления (рис. 4.1).

Для расчетов силу F_n раскладывают на составляющие:

где F_t — окружная сила,

F_r — радиальная сила,

Расчет на контактную прочность зубчатых передач

Расчет по контактной прочности сводится к проверке условия

H ≤ [σH].

Размеры зубчатой передачи определяют из расчета (проектировочный расчет) по контактным напряжениям (рис. 4.2). За основу принимают формулу Герца для контакта цилиндрических поверхностей. После со­ответствующих преобразований и введения различных коэффициентов, учитывающих особенности геометрии зуба и характер действующей нагрузки, получают формулу для определения основного геометрического параметра зубчатой цилиндрической передачи — межосевого расстоя­ния, мм:

где Т₂ — вращающий момент на ведомом валу, Н • мм; и — передаточное число; К„ = 49,5 МПа^|/3 — для прямозубых колес;

Исследования показали, что предел контактной выносливости σ_HIimb и базовое число циклов нагружений N_m в основном зависят от твердости рабочей поверхности зубьев; коэффициент K_HL учитывает возможность повышения допускаемого напряжения при кратковремен­ной нагрузке; σ_HIimb определяется для выбранного материала из табли­цы; N_Σ — расчетное число циклов нагружений зубьев N _Σ = 60nL_h; L_h — полный ресурс, ч. За расчетное число циклов нагружений принимается меньшее из допускаемых значений для шестерни и колеса.

Полученное значение межосевого расстояния сравнивают со стан­дартными значениями, выбирая ближайшее. Для нестандартных редук­торов полученное значение округляют по ряду предпочтительных чисел (табл. П37 Приложения).

Определяют все геометрические параметры передачи. Полученную передачу проверяют на прочность по формуле

где К_н= К_щК_Ни — коэффициент нагрузки; b₂ = ψ_baa_w.