Контактная прочность зубьев является основным критерием работоспособности большинства зубчатых передач. При выводе расчетной зависимости по условию контактной прочности рассматривают контакт зубьев в полюсе, где происходит однопарное зацепление и возникает выкрашивание; при этом контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с радиусами, равными радиусам эвольвент в полюсе зацепления р, и р2 (см. рис. 13.2 и 2.5). В немодифицированных передачах делительные и начальные окружности зубчатых колес совпадают.
Рис. 13.2. Схема к расчету зубьев
на контактную прочность:
/ — эпюра контактных напряжений
Наибольшее контактное напряжение в зоне зацепления определяют по формуле Герца (2.13):
Для получения расчетной зависимости выразим входящие в формулу Герца величины через параметры зацепления.
Силу F„, действующую по нормали (по линии зацепления) в точке контакта, определяют по окружной силе F, с учетом коэффициента нагрузки Кн (см. § 12.4). По формуле (13.6)
Окончательно формула проектировочного расчета закрытых цилиндрических стальных передач имеет вид
|
(13.12)
где аw — межосевое расстояние, мм; KH —коэффициент нагрузки (см. § 12.4); T1 — вращающий момент на шестерне, Нм; [σ]H — допускаемое контактное напряжение, Н/мм2 (см. § 12.5). В соответствии со стандартом Ка (Н/мм2)'/3:
для прямозубых передач................... 450
для косозубых и шевронных передач. 410
Полученное значение а„ округляют до ближайшего числа, кратного пяти. Для стандартных редукторов а„: 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 315 мм.
Формулу для проверочного расчета получим на основе формулы (13.11):
|
