DSCN0537

»1

»1

H*

X W\tn)mlotć pradbdw walcowych

Za naprężenia obliczeniowe umowne mogą być przyjmowane:

-    jedynie naprężenia gnące, . k przyjmują normy DIN. ISO i RWPG

<r_p ■    (3.33)

-    naprężenia gnące i ściskające

d_f a<r,'-0_<;    (3.34)

—    naprężenia gnące i ścinające przyjmowane z odpowiednimi współczynnikami w metodzie łamanych przekrojów

«r_r —    +    (3.3S)

—    naprężenia gnące, ściskające i ścinające

crjr — «_f.    = _v/(r,—#J^a+6.25t ^ł.    (3.36)

Współczynnik 6^25 we wzorze    (3.36) przy naprężeniu tnącym (a więc większy

niż we wzorze Hu bera) jest uzasadniany tym. że uwzględnia wzrost naprężeń wskutek oddziaływania karbu w podstawie zęba. Jego wartość była określona na drodze eksperymentalnej.

Przyjmowanie do obliczeń przekroju łamanego wynika stąd, że wzdłuż takiego właśnie przekroju następuje najczęściej złamanie zęba [40]. Naprężenie maksymalne wyznaczone na podstawie modelu, pokazanego na rys. 3.12 wynosi

F_#(e+etg*)(csec*-p)

*' "    *    -2b^Y-•    ^{(3 37)}

gdzie c = s + q (rys. 3-12). a

c

r=

s    c

(c \ scos <p I - — I Icos ę>

—---+1 V<xs(—---+1

.jcosę s ) \scosę> s

I

Dużą przydatność do wyznaczania wartości i rozkładów naprężeń w obrębie podstawy zęba wykazuje zasada odwzorowań wiernokątnych (konforemnych) [58] oraz metoda elementów skończonych ([36], [49]). Wzory podawane w różnych metodach można na ogół sprowadzić do postaci (3.28), a warunek nie przekroczenia naprężeń dopuszczalnych napisać w postaci:

(3.38)

Różnice wynikające z odmiennie przyjmowanych modeli obliczeniowych przejawiają się w różnych wartościach współczynnika kształtu zęba Y_r oraz w różnym przyjmowaniu naprężeń dopuszczalnych. Dodatkowo występują jeszcze różnice w ustalaniu sił dynamicznych, rozkładu obciążenia na zębie oraz wpływów i parametrów rzeczywistej przekładni.

Aby ustrzec się różnorodności wyników i dowolności ich interpretacji, dąży się do unifikacji, a nawet normalizacji metod obliczeń wytrzymałościowych, przynajmniej w zakresie obliczeń sprawdzających, co jest naświetlone w pkt. $.4 i 5.5.

3.7. Wskaźnik obciążenia nominalnego

Przy wyznaczaniu nacisków stykowych otrzymaliśmy wyrażenie F/bd_ml, które nazywamy wskaźnikiem obciążenia nominalnego i oznaczamy symbolem Q według wzoru (3.23). Jest to wielkość bardzo przydatna i wygodna w wielu operacjach obliczeniowych w trakcie projektowania przekładni. Wskaźnik ten przedstawimy w rozwiniętej postaci:

^ F 2*I0*T.    1,91 • 10⁷/^>    10’P(u+l)’    «    _

^Q " M„, "" MJ, “ Wi.it, ~ 2.1 n_ta²b ^K[ ' '

Do powyższego wzoru należy wstawiać poszczególne parametry w następujących jednostkach: Q i — w mega paska lach. F — w muionach, b i d_wt - w milimetrach. Tj — w niutonometrach, P — w kilowatach, n, — w obrotach na minutę oraz a — w milimetrach.

Wprowadzenie wielkości ^ umożliwia wstępne obliczenie wielkości Mi,, jeśli został zadany moment obrotowy T, lub moc P i prędkość obrotowa n,. Można by także obliczyć iloczyn ba², charakteryzujący wielkość przekładni. Pozostaje tu jeszcze wyjaśnić sprawę doboru wartości Q_iofl. Wracając do wzoru (3,21), widzimy, że naciski stykowe (nacisk Hertza) zależą nie tylko od wskaźnika obciążenia Q = F/W_wl, lecz także od przełożenia, poprzez człon (u+ l)/u. Wyrażenie ujmujące wskaźnik obciążenia łącznie z wpływem przełożenia charakteryzuje obciążenie boku zęba i nie powinno przekroczyć umownej wartości dopuszczalnej Q„ dla danych materiałów i określonych zastosowań. Warunek ten zapiszemy następująco:

lub

F 14+ 1 q^m* * < M_w, u    u

Qh

(3.40)

Qh

u

u+T

(3.41)

Warto tu nadmienić, że Q_H zależy głównie od materiałów kół, chociaż w pewnym stopniu także od niektórych parametrów konstrukcyjnych i eksploatacyjnych, np, od kąta przyporu czy też prędkości obwodowej. Wartości Q_H uzyskujemy z informacji i badań statystycznych, a jeśli brak takich własnych danych, to można przyjmować orientacyjne wartości z tabl. 3.1, ujmującej przybliżone dane z praktyki w określonych branżach budowy maszyn.