Силы взаимодействия между зубьями принято определять в полюсе зацепления. Распределенную по контактной линии нагрузку в зацеплении заменяют равнодействующей F_n, которая направлена по линии зацепления. Силами трения пренебрегают, т.к. они малы.

Для удобства при расчетах равнодействующую силу раскладывают на составляющие:

• в цилиндрических прямозубых (рисунок 28а) и шевронных (рисунок 28б) передачах на окружную силу F_t и радиальную силу F_r;
• в косозубой (рисунок 28в) передаче на окружную, радиальную и осевую F_a силы.

Осевая сила F_a, дополнительно нагружающая опоры валов, является недостатком косозубых передач.

В зубчатых передачах введено понятие удельной окружной силы

где b — ширина колеса.

Расчетная нагрузка

При работе зубчатой передачи вследствие возможных неточностей изготовления и сборки, в зацеплении возникают дополнительные динамические нагрузки. Кроме того, деформация валов и зубчатых колес приводит к неравномерному распределению нагрузки по длине зуба, вызывая ее концентрацию. Поэтому при расчетах берут расчетную удельную нагрузку:

• W_Ht=W_t∙K_Hβ∙K_Hv (контактная выносливость);
• W_Ft=W_t∙K_Fβ∙K_Fv (изгиб).

Здесь W_Ht, W_Ft — расчетная удельная окружная сила при расчетах передачи на контактную выносливость и изгибную прочность;

K_Hβ, K_Fβ — коэффициенты концентрации нагрузки, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

K_Hv, K_Fv — коэффициенты, учитывающие наличие динамических нагрузок.

Определение расчетного контактного напряжения на поверхности зуба прямозубого колеса в полюсе зацепления >
Содержание >