книги / Расчёт зубчатых и червячных передач. Передачи Новикова, глобоидные и червячно-спироидные

ком сечении возникают нормальные напряжения от изгиба, а Также нормальные и касательные напряжения от стесненного кру­ чения. Ввиду сложности задачи, дополнительные напряжения от стесненного кручения определяются опытным путем [14]. Их илия-

Р,НС. 3.20. Силы, действующие на ауб игсетерии эзполюсного зацепления:

а — фактическая система сил; О — приведения систем» сн.т,

иве на прочность учитывается введением в расчет соответству­ ющего поправочного коэффициента

противления в системе координат х, ох уравнение прочности при­ мет вид;

где

При дг=0; лх= 0.

п

Таким образом, балка равного сопротивления имеет вид незаштрихованного параболического тела. Вершина параболы нахо­ дится в точке приложения силы а ветви касаются профиля зуба в точках т, н, через которые и проходит опасное сечение.

и т. л. Опасное сечение будет таким, при которой отрезок ЯС-х, имеет наи­ меньшее значение, т. е. .т1=л1 и|п.

Рассмотрим определение напряжения в зубе шестерни. Величина изгибающей силы, которая воспринимается одним

<с'еи(т'+")с<и('

(Тггш кгсы , ёю1 в Ш1,

та

Обозначив расстояние от опасного сечения ти до точки прл> ложення силы Р ц через к н используя классическую теорию изгиба, можно записать уравнение прочности следующим образов;

Д ля того, чтобы учесть различие законов распределения на­ пряжения в опасном сечении зубе (рис. 3.21)—*линейного, при­ нятого а классической теории изгиба, н нелинейного, фактиче­ ского— в левую часть уравнения (3.26) введем коэффициент кон­ центрации напряжений у основания зуба значение которого зависят от формы и радиусов переходной кривой. Тогда с уче­ том (3.25) уравнение (3.26) запишем следующим образом:

Г*1<*РР1

Доэаполюсное зацепление

Распределение нагрузки в зоне двух точек контакта показано на рис, 3.16. При расчете зубьев на выносливость по напряже­ ниям изгиба предполагается, что нагрузка, действующая в двух различных нормальных сечениях, распределяется по линейному

24

находится о точке Е,, д другой— окалывается смещенной отно­

сительно Ел на величину — .

Ветви парабол пересекаются при

* * - * * ( * - ■ ! ■ ) .

Р и с. 3.24. К расчету шестерил дозаполюсного ЭВЦСплени ив выносливость но напряжениям изгиба.

Отсюда координаты точек их пересечения

х - Н , й ; = ± у /к н .

Опасное сечение зуба проходит через точки ш, п касания его профиля с параболой

Для определения положения этих точек используется тот же практический прием, что и при соответствующей расчете запоя нх> ного зацепления.

П

- Рассмотрим определение напряжений в опасной сечешш зуба. Величина нагибающей силы в одной точке контакта

полюсным зацеплением уравнение прочности зуба можно записать следующим образом:

ге

(3.40)

Допускаемое напряжение изгиба

(3.41)

где аритъ — базовый предел выносливости зубьев по напряжениям: изгиба; 5 ^ — коэффициент безопасности; К?с—• коэффициент, ко­ торым учитывается влияние двустороннего приложения нагрузки; /О*. — коэффициент долговечности.

Физический смысл и значение величин, входящих в (3.40; 3.41), с достаточной степенью точности могут быть приняты такими же, как к в эвольвентой передаче (см. [13, гл. 5)}.

Расчет зубъев па прочность при воздействии пнкопой (макси­ мальной) нагрузки производится аналогично соответствующему

где /ц л ла — частота* вращения соответственно первого ведущего

ипоследнего ведомого зубчатых колес;

2)определение числа ступеней (см. [18, табл. 2.3)), распреде­ ление общих передаточных чисел между отдельными ступенями (сы. [18, табл. 2.4 . . . 2.6]);

3)выбор магерналои (см. [18, табл. 3.1));

4)расчет ступеней.

чет первой ступени (быстроходной млн тихоходной) рекомендуется вести в такой последовательности;

а) определение межосевого расстояния аа ступени (зависимости (3.16), (3.18), (3.20), (3,22)). При этом параметрами ?1 п р. зада­ ются. Полученное межосевое расстояние пю округляется до бли­ жайшего стандартного значения, указанного в |18, табл. 2.1];

б) проверка зубьев на выносливость по контактным напряже-

80