Расчет зубьев цилиндрических передач на прочность при изгибе
Вторым из двух основных критериев работоспособности зубчатых передач является прочность зубьев при изгибе. При выводе расчетной зависимости принимают допущения (рис. 15.3):
1. В зацеплении находится одна пара зубьев.
2. Зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную со-
средоточенной силой Fn, приложенной к зубу в его вершине.
Сила Fn действует под углом (90° - α') к оси симметрии зуба; угол α' несколько больше угла зацепления αw. Для выявления напряженного состояния зуба силу Fn переносят вдоль линии N1N2 зацепления до пересечения с осью зуба в т. С (рис. 15.4, а) и раскладывают на составляющие, направленные вдоль оси зуба и перпендикулярно ей.
Под действием составляющей, направленной вдоль оси, в основании зуба действуют напряжения сжатия
σсж = Fnsinα'/(bS), эпюра которых показана на рис. 15.4, б. Здесь b - длина зуба.
Точки А и В определяют положение опасного сечения зуба при изгибе. Зуб в этом сечении нагружен изгибающим моментом М = Fnhpcosα',
вызывающим действие напряжений σи: слева от оси по рис. 15.4, б — растяжения, справа - сжатия.
Рис. 15.3 |
Суммарные напряжения σFhom со стороны растянутых волокон (т. А) имеют меньшие значения, чем со стороны сжатых (т. В). Однако напряже-
С учетом этого напряжения в опасном сечении |
ния растяжения являются более опасными. Как показывает опыт эксплуатации, усталостная трещина 1, приводящая к выламыванию зуба, зарождается именно со стороны растянутых волокон b t.A (рис. 15.4). Напряжения, найденные без учета концентраторов, называют номинальными.
Определим номинальные напряжения σFhom изгиба-сжатия b t.A:
Рис. 15.4 где Wx = bS2/6 - осевой момент сопротивления опасного сечения АВ.
Выразив силу Fn через окружную силу Ft с учетом коэффициента нагрузки KF:
получим
Опасное сечение АВ расположено в зоне концентрации напряжений, вызванной изменением формы на переходной поверхности в основании зуба. Местные напряжения в этом сечении превышают номинальные в αт раз:
σf = σFном αт , где αт - теоретический коэффициент концентрации напряжений.
Плечо изгиба hp и толщину зуба S выражают через модуль т:
hp = μт и S = λт,
где μ и λ - коэффициенты, учитывающие форму зуба. Тогда
где YFs - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию
напряжений:
Значения коэффициента YFs, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, приведены в литературе в виде таблиц или графиков. Меньшие значения коэффициента YFs соответствуют большему числу зубьев и положительному смещению инструмента, так как и то и другое приводит к увеличению толщины зуба у основания.
Учитывая условие прочности σF ≤ [σ]F, получим формулу для проверочного расчета зубчатых передач по напряжениям изгиба:
(15.4)
где [σ]F - допускаемые напряжения изгиба, МПа; Ft - в Н; b и m - в мм.
В полученную формулу дополнительно введены: Yβ - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба, и Yε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Для прямозубых зубчатых колес: Yβ = 1; Yε = 1 при степени точности 8,9; Yε = 0,8 при степени точности 5 - 7.
Из-за меньшего числа зубьев зуб шестерни у основания более тонкий, чем зуб колеса; это отражено в большем значении коэффициента YFs(YFs1 > YFs2). Для обеспечения примерно равной изгибной
прочности сопряженных зубьев шестерню изготовляют из более прочного по сравнению с колесом материала.
Условие равной прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса [σ] F1 /YFs1 ≈ [σ] F2 / YFs2 .
где T1- в Нм; b2,т и aw-в мм; σF и [σ]F - в МПа. Теперь решим полученное неравенство относительно m: |
Заменив в формуле (15.4) Ft = 2 .103T1/d1 и , получим формулу для проверочного расчета зубьев по напряжениям изгиба
Ширину b1 венца шестерни выполняют на 2 - 4 мм больше ширины b2 колеса для компенсации возможного осевого смещения зубчатых колес из-за неточности сборки. Это условие важно при приработке зубьев, когда более твердая шестерня перекрывает по ширине менее твердое колесо.
Приняв b = b2 иобозначив Кт= 103 YFsYβYε , получим расчетную
зависимость для определения минимального значения модуля зубьев m≥KmKFT1(u±l)/(b2aw[σ]F),
где Кт = 3,4 .103для прямозубых передач и Кт = 2,8.103 для косозу-бых передач; T1 –в Нм; b2, aw –в мм; [σ]F –b МПа.
Вместо [σ]F в формулу подставляют меньшее из [σ] F1 и [σ]F2.