Виды разрушений зубьев

СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ПРЯМОЗУБЫХ КОЛЕС

Силы взаимодействия зубьев определяют в полюсе зацепленияр. Распределенную по контактной площадке нагрузку заменяют равнодействующейFn, направленной по линии зацепления N-N. Для расчетов валов и опор силу Fn раскладывают на составляющие окружнуюFtи радиальную Fr.

окружная силаFt = Fn·cosαw, где αw = 20˚угол зацепления.

Ft= 2T2/d2 = 2T1/d1T1и T2 – вращающие моменты на шестерне и колесе, Н·м

На ведомом колесе направление окружной силыFtсовпадает с направлением вращения, на ведущем – противоположно ему.

СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ КОСОЗУБЫХКОЛЕС

В косозубой передаче нормальная сила Fnсоставляет угол β с торцом колеса. Разложим Fnна составляющие. В нормальной плоскости силу Fn раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr.

В результате получаем силы:

- окружную Ft;

- радиальную Fr;

- осевую Fa.

окружная силаFt= 2T2/d2 = 2T1/d1

радиальная силаFr = Ft·tgαw/cosβ

осевая силаFa = Ft·tgβ

СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ КОНИЧЕСКИХ КОЛЕС

Силу Fnсчитают приложенной перпендикулярно поверхности зуба на среднем делительномдиаметре. При известном вращающем моменте Т1определяют окружную силу Ftна среднем делительном диаметре шестерни d1, а затем другие составляют радиальную силу Frи осевую Fa.

окружная сила
Ft = 2T1/d1 = 2T2/d2

радиальная сила на шестерне
Fr1 = Ft·tgαw·cosδ1

осевая сила на
шестерне
Fa1 = Ft·tgαw ·sinδ1

силы на колесеFr2 = Fa1,Fa2 = Fr1

СИЛЫ В ЧЕРВЯЧНОМ ЗАЦЕПЛЕНИИ

Окружная сила на колесе Ft2равна осевой силе на червяке Fa1:

Fa1 = Ft2 = 2T2/d2

Окружная сила на червяке Ft1равна осевой силе на колесе Fa2:Ft1 = Fa2 = 2T1/d1

Радиальная сила на червяке Fr1 равна радиальной силе на колесе F_r2:
Fr1 = Fr2 = Ft2·tgα

Раздел №2: Виды разрушений и критерии работоспособности зубчатых и червячных передач.

Проходя при работе зону зацепления, зубья подвергаются циклическому нагружению. При этом на контактирующих поверхностях зубьев действует нормальная силаFn
исила тренияF.

Напряжения, возникающие в зоне контакта зубьев σн и у их основания σF, изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу.

Повторно-переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев или
выкрашивания рабочих поверхностей. Скольжение и силы трения в зацеплении вызывают изнашивание и заедание зубьев.

ВИДЫ РАЗРУШЕНИЙ ЗУБЬЕВ

Характер разрушения зубьев зубчатых колес зависит от условий работы передачи.

1. усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев (закрытые хорошо смазываемые передачи)

Выкрашивание начинается вблизи полюсной линии. Выкрашивание является следствием действия повторно-переменных контактных напряженийσн.

1. поломка зубьев
   (высоконагруженные мелкомодульные передачи)

Прямые зубья разрушаются по сечению у основания зуба, косые–по наклонному сечению. Поломка является следствием действия повторно-переменных напряжений изгиба σF или перегрузки.

1. абразивное изнашивание боковой поверхности зубьев(открытые передачи)

Первоначальный профиль зубьев искажается, уменьшается поперечное сечение зубьев. Абразивное изнашивание происходит при попадании в зацепление абразивных частиц, продуктов изнашивания и т.п.

1. заедание поверхности зубьев (высоконагруженные передачи при больших удельных нагрузках)

В результате высокого давления происходит разрыв масляной пленки. Частицы материала одного зуба привариваются к другому зубу. Приварившиеся частицы материала образуют наросты, которые повреждают поверхности зубьев.

Раздел №3: Основы расчета на прочность.

проектный (геометрические размеры)

проверочныйσ≤[σ]– напряжение

[S] = 1.2-2.5- допускаемый запас прочности

S≥[S]

КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЗАКРЫТЫХ ЗУБЧАТЫХ И
ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

Основные критерии работоспособности зубьев:

1. контактная прочность(контактная выносливость)-это способность контактирующих поверхностей зубьев воспринимать действия переменных напряжений без появления усталостного выкрашивания зубьев.

1. прочность при изгибе (выносливость при изгибе)- способность зубьев воспринимать действия переменных напряжений без усталостной поломки зубьев.

Усталостное выкрашивание зубьев предупреждают расчетом на усталостную прочность по контактирующим напряжениям.

Усталостную поломку зубьев предупреждают расчетом на прочность по напряжениям изгиба.

Расчетная нагрузка

За расчетную нагрузку принимают максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев:

q=F_nK /l_z­,

где F_n—нормальная сила в зацеплении; K = K_bK_V—коэффициент расчетной нагрузки;

K_b—коэффициент концентрации нагрузки; K_v—коэффициент динамической нагрузки;

l_z—суммарная длина линии контакта зубьев.

Концентрация нагрузки и динамические нагрузки различно влияют на прочность по контактным и изгибным напряжениям. Соответственно различают K_H, K_Hβ, K_hv прирасчетах по контактным напряжениям и К_F, К_Fβ , К_FV—по напряжениям изгиба.

Коэффициент концентрации нагрузки K_b. Концентрация или неравномерность распределения нагрузки по длине зуба связана с деформацией валов, корпусов, опор и самих зубчатых колес, а также с погрешностями изготовления монтажа передачи.

Коэффициент динамической нагрузки K_V. Данный коэффициент учитывает погрешности в изготовлении зубьев колёс по шагу и профилю, которые явно непропорционально проявляются с увеличением частоты вращения колёс (окружной скорости).

Точный расчёт данных коэффициентов довольно сложен и их рекомендуется выбирать из справочной литературы по расчёту зубчатых передач.

В современной методике расчета из двух напряжений σ_н и σ_F за основные в большинстве случаев приняты контактные напряжения, так как в пределах заданных габаритов колес σ_ностаются постоянными, aσ_Fможно уменьшать путем увеличения модуля.