Расчёт зубьев

Прямозубые передачи. При выводе расчетной формулы принимают следующие допущения: 1) вся нагрузка F_n зацепления передается одной парой зубьев (рис. 4.8), которая приложена к вершине зуба и направлена по нормали к его профилю; 2) сила трения в зацеплении и сжимающее действие силы F_n мало влияют на величину напряжения и поэтому не учитываются; 3) зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой F_n, приложенной к зубу в его вершине. Эта сила, действующая под углом α_w к оси зуба, вызывает в его сечении напряжения изгиба и сжатия. Силу F_n переносят по линии зацепления NN до оси зуба и полученную точку О принимают за вершину параболы, которая определяет контур балки равного сопротивления изгибу. Точки А и В касания ветвей параболы и профиля зуба определяют положение опасного сечения зуба на изгиб.

Рис. 4.8. Изгиб зуба

При этих допущениях наибольшее напряжение изгиба в опасном сечении ножки зуба АВ, расположенном в зоне концентрации напряжений (см. рис. 4.8).

σ_F = F_n·l/W = 6F_t·l·K_τ/(bs²·cos2α_w),

где W = bs²/6 – осевой момент сопротивления опасного сечения ножки зуба; F_n = F_t/cosα_w; К_τ – теоретический коэффициент концентрации напряжений.

Плечо изгиба l и ширину зуба b в опасном сечении S выражают через модуль: l = μm; S = νm, где μ и ν – коэффициенты, учитывающие форму зуба. Тогда

– коэффициент формы зуба.

Учитывая неравномерность распределения нагрузки по длине зуба поправочным коэффициентом К_Fβ и дополнительные динамические нагрузки коэффициентом К_Fυ, получим формулу для проверочного расчета прямозубых передач:

где Y_F – коэффициент формы зуба – величина безразмерная, зависящая от числа зубьев Z или Z_v.

Из-за меньшего числа зубьев зуб шестерни у основания более тонкий, чем у колеса, поэтому Y_F1 > Y_F2. Для обеспечения примерно равной прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб шестерню делают более прочной, чем колесо. Зубья шестерни и колеса будут иметь примерно равную прочность на изгиб при условии

[σ_F1]/Y_F1 ≈ [σ_F2]/Y_F2.

Заменив F_t на 2T₁/d₁ = 2T₁/mZ₁, выразив b через модуль m, т.е. b = = ψ_bdd₁ = ψ_bdmZ₁, подставив найденные значения в формулу (4.10) и решив еe относительно модуля, получим формулу для проектного расчета открытых зубчатых передач:

где Т₁ – крутящий момент на валу шестерни, z₁ – число зубьев шестерни.

В формулы (4.10) и (4.12) подставляем значения Y_F и [σ_F] того зубчатого колеса, для которого меньше отношение [σ_F]/Y_F.

Косозубые передачи. Наклонное расположение зубьев увеличивает их прочность на изгиб и уменьшает динамические нагрузки. Это учитывается введением в расчетную формулу прямозубых передач (4.10) поправочных коэффициентов Y_β и К_Fα. Формула проверочного расчета косозубых передач:

где Y_β = 1 - β˚/140 – коэффициент, учитывающий наклон зуба; К_Fα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Коэффициент формы зуба принимается по эквивалентному числу зубьев Z_v. С учетом повышенной нагрузочной способности косозубых передач при некоторых средних значениях Y_β, К_Fα, К_Fv по аналогии с прямозубыми получим формулу для проектного расчета косозубых передач определения нормального модуля: