Расчет на контактную прочность

Контактная прочность зубьев является основным критерием рабо­тоспособности большинства зубчатых передач. При выводе расчетной зависимости по условию контактной прочности рассматривают кон­такт зубьев в полюсе, где происходит однопарное зацепление и воз­никает выкрашивание; при этом контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с радиусами, равными радиусам эвольвент в по­люсе зацепления р, и р₂ (см. рис. 13.2 и 2.5). В немодифицированных передачах делительные и начальные окружности зубчатых колес совпа­дают.

Рис. 13.2. Схема к расчету зубьев

на контактную прочность:

/ — эпюра контактных напряжений

Наибольшее контактное напряжение в зоне зацепления определяют по формуле Герца (2.13):

Для получения расчетной зависимости выразим входящие в форму­лу Герца величины через параметры зацепления.

Силу F„, действующую по нормали (по линии зацепления) в точке контакта, определяют по окружной силе F, с учетом коэффициента нагрузки К_н (см. § 12.4). По формуле (13.6)

Окончательно формула проектировочного расчета закрытых цилин­дрических стальных передач имеет вид

(13.12)

где а_w — межосевое расстояние, мм; K_H —коэффициент нагрузки (см. § 12.4); T₁ — вращающий момент на шестерне, Нм; [σ]_H — до­пускаемое контактное напряжение, Н/мм² (см. § 12.5). В соответствии со стандартом К_а (Н/мм²)'^/3:

для прямозубых передач ................... 450

для косозубых и шевронных передач. 410

Полученное значение а„ округляют до ближайшего числа, кратного пяти. Для стандартных редукторов а„: 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 315 мм.

Формулу для проверочного расчета получим на основе формулы (13.11):