Page 233 - 978-620-0-64375-9_Classical

Ширину венца шестерни b1 задают на 2–4 мм больше ширины 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. Вторым из двух
основных критериев работоспособности зубчатых передач является прочность
зубьев на изгиб. При выводе расчетной зависимо-
сти принимают допущения:
1. В зацеплении находится одна пара зубьев.
2. Зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной
силой Fn, приложенной к зубу в его вершине (рис. 4.51). Эта сила действует
под углом (90° – α′ ) к оси зуба и вызывает в его сечениях напряжения изгиба
и сжатия. Угол α′ несколько больше угла зацепления aw, так как при
расположении вершины зуба на линии зацепления N-N ось зуба не совпадает
с линией центров O1 O2 (см. рис. 4.50). Точки A и B определяют положение
опасного сечения зуба на изгиб. Зуб в этом сечении нагружен изгибающим
моментом

3. Сила трения в зацеплении и сжимающее действие силы Fr мало влияют
на суммарное напряжение и поэтому не учитываются.Выразим силу Fn через
Ft:

с учетом коэффициента нагрузки KF получим формулу для определения
направления изгиба в опасном сечении AB ножка зуба:

Где – момент сопротивления; ασ– коэффициент

концентрации напряжений; h и s выразим через модуль m :
m : h=μ· m s=v· m
где μ, ν – коэффициенты, учитывающие форму зуба.
Обозначив YFS, получим формулу для проверочного расчета зубчатых
передач по напряжениям изгиба:

где YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию
напряжений (табл. величина); KF – коэффициент нагрузки;[σ]F– допускаемое
227