Расчет зубьев на контактную прочность

Расчеты на контактную прочность базируются на формуле Герца

, (4.4)

где q– нагрузка на единицу длины контактной линии;

Е = 2*Е₁*Е₂/( Е₁+Е₂)– приведенный модуль упругости материалов зубчатых колес; ρ_пр = ρ₁*ρ₂/( ρ₁+ρ₂)– приведенный радиус кривизны контактирующих элементов; μ – коэффициент Пуассона.

Опуская промежуточные выкладки (они описаны в приведенной литературе), запишем условия контактной прочности: прямозубых передач

; (4.5)

косозубых передач

. (4.6)

Здесь a_w = a– межосевое расстояние; Т₂ – крутящий момент на валу зубчатого колеса;

b₂– ширина колеса; u– передаточное отношение пары зацепления;

K_H = K_Ha* K_Hβ* K_Hv – комплексный коэффициент. K_Ha – учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K_Hβ – учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; K_Hv – зависит от скорости и степени точности передачи. Значения коэффициентов даны в литературе.

Допускаемое контактное напряжение [σ]_H определяется по формуле

[σ]_H = σ_{Н lim b}*K_НL/[n]_Н , (4.7)

где σ_{Н lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения;

K_НL –коэффициент, учитывающий число циклов ( в большинстве случаев принимают K_НL = 1); [n]_Н – коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [n]_Н= 1,1…1,2; при поверхностном упрочнении зубьев [n]_Н= 1,2…1,3.

σ_{Н lim b}определяются по формулам (см. таблицу 4.1).

Таблица 4.1

В таблице НВ– твердость по Бринеллю; НRС– твердость по Роквеллу. 1 НRС ≈ 10 НВ

Предположим, Вы применили углеродистую Сталь 45, термообработка – нормализация, твердость НВ 200. Тогда σ_{Н lim b} = 2 НВ + 70 = 470 МПа. Эта же сталь при объемной закалке может дать твердость 40 НRС. В этом случае

σ_{Н lim b} = 18 НRС + 150 = 870 МПа. А если Вы применили Сталь 12ХН3А, термообработка – цементация и закалка, твердость 60 НRС, то

σ_{Н lim b} = 23 НRС = 1380 МПа. Разница весьма существенная. Учитывая, что межосевое расстояние (a_w) обратно пропорционально допускаемому напряжению (формулы 4.5 и 4.6), габаритные размеры в 1-м и 3-ем случаях будут отличаться почти в 3 раза. Если бы шестерни в коробках передач автомобилей делали из не термообработанной стали, то коробки пришлось бы возить в кузове.

Для косозубых передач рекомендуется допускаемое контактное напряжение определять по формуле

[σ]_H = 0,45*([σ]_H1 + [σ]_H2), (4.8)

где [σ]_H1 и [σ]_H2 – допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни и колеса.

По формулам (4.5) и (4.6) проводится проверочный расчет. При проектировочном расчете из формул выделяют a_w. При этом ширина колеса b₂ заменяется выражением b₂ = Ψ_ba* a_w. Ψ_ba – коэффициент ширины зубчатого венца. Рекомендуется:

для прямозубых передач Ψ_ba = 0,125…0,25; для косозубых передач

Ψ_ba = 0,25…0,40. В результате получают формулы для проектировочного расчета:

прямозубых передач

(4.9)

косозубых передач

(4.10)

В формулах (4.5); (4.6); (4.9); (4.10) для получения требуемой размерности крутящий момент Т₂ следует подставлять в Н*мм.

После определения межосевого расстояния выбирают стандартный нормальный модуль в интервале

m = m_n = (0,01…0,02)*a_w..

Определяют суммарное число зубьев, предварительно задавшись углом наклона зубьев (для косозубых колес) в интервале β = 8…15^о.

z_∑ = 2*a_w*cos β/m_n (4.11)

Определяют числа зубьев шестерни и колеса

z ₁ = z_∑/(u + 1); z ₂ = z ₁* u (4.12)

При расчетах числа зубьев могут получиться не целыми. Их округляют до ближайших целых чисел и уточняют: для прямозубых передач – межосевое расстояние; для косозубых – угол наклона зубьев.

Затем, по зависимостям, приведенным в п.4.1.1, определяют все остальные элементы шестерни и колеса.

В завершение проводят проверку контактных напряжений по формулам (4.5) или (4.6). В случае невыполнения условия прочности увеличивают b₂ (при малых расхождениях σ_H и [σ]_H) или увеличивают a_w (при значительных расхождениях σ_H и [σ]_H).

Расчет зубьев на изгиб

В силовых зубчатых передачах (m ≥ 1мм) расчет зубьев на изгиб является , как правило, проверочным расчетом, а в приборных устройствах (m < 1мм) – проектировочным расчетом. Условие прочности имеет вид

σ_F = Y_F*Y_β*K_Fα*K_Fβ*K_Fv*2T₁/(z₁²*ψ_ba*m³) ≤ [σ]_F, (4.13)

где ψ_{ba =}b₁/d₁.

Коэффициент Y_F зависит от числа зубьев и имеет следующие значения:

Z… 17 20 25 30 40 50 60 80 100 и более

Y_F …4,28 4,09 3,90 3,80 3,70 3,66 3,62 3,61 3,60

Y_β – учитывает угол наклона зубьев. Y_β = 1 – β/140

K_Fα – учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

K_Fβ – учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

K_Fv – коэффициент динамичности, зависит от скорости и степени точности передачи.

Зависимости коэффициентов и их численные значения приведены в литературе.

Допускаемое напряжение определяется по формуле

[σ]_F = σ⁰_{F lim b}/[n]_F (4.14)

[n]_F – коэффициент запаса прочности. [n]_F = [n]_F'*[n]_F''

Значения [n]_F' приведены в таблице 2. [n]_F'' – учитывает способ получения заготовки колеса: для поковок и штамповок [n]_F'' = 1; для проката

[n]_F'' = 1,15; для литых заготовок [n]_F''= 1,3

σ⁰_{F lim b} очень сильно зависит от термообработки зубьев.

Значения σ⁰_{F lim b} приведены в таблице 4.2.

Таблица 4.2

В случае не выполнения условия прочности или при проектировочном расчете определяют модуль по формуле

m = ³√ Y_F*Y_β*K_Fα*K_Fβ*K_Fv*2T₁/(z₁²*ψ_ba*[σ]_F) (4.15)

После этого определяют все геометрические параметры (элементы) шестерни и колеса, как было показано выше.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: