DSCN0531

|

9$

3- Wytraymułofć przekładni wulcowych_

prędkość obwodowa v, m/s

Rys. 3.8. Krzywe graniczne nośności przekładni w zależności od prędkości obwodowej kól [43]: a) koła ze siali w sianie ulepszonym, b) kola hartowane powierzchniowo. I — zniszczenie piilingowe, 2 — złamanie zębów, 3 — zatarcie uzębieniu, 4 — zużycie ścierne, 5 — obszar wolny od uszkodzeń

pojawić się może pitting, a zatem o nośności przekładni decydować będą przeważnie dopuszczalne naciski stykowe. 2 kolei koła hartowane powierzchniowo mają dużą odporność na naciski stykowe, a zatem o granicznej nośności przekładni decyduje najczęściej dopuszczalne naprężenie gnące w podstawie zęba. Krzywe graniczne | ze względu na zatarcie zębów, przy prawidłowo dobranym oleju i skutecznym sposobie smarowania, leżą na ogół ponad liniami I i 2.

Przy bardzo dużych prędkościach obrotowych uzębienie może ulec przegrzaniu ponad dopuszczalną temperaturę, w której lepkość oleju spada i maleje skuteczność smarowania, co może doprowadzić do zatarcia powierzchni zębów. Dlatego kola zębate, szczególnie szybkobieżne, powinny być sprawdzane nie tylko na naciski i złamanie, ale także na zatarcie zębów.

Konstrukcja przekładni powinna być tak dobrana, aby pojawiające się w zazębieniu siły nie doprowadziły do uszkodzeń uzębień. Pitting i złamanie zęba są najczęściej spotykaną przyczyną zniszczenia przekładni i powodują wycofanie ich z ruchu lub co najmniej konieczność wymiany uszkodzonych kół. Pitting jest uwarunkowany głównie naciskami na bokach zębów, złamanie zaś naprężeniami w podstawie zęba. Oba te zagadnienia należy więc dokładnie przeanalizować, a dla ułatwienia rozważań rozpatrzymy je na przykładzie uzębienia prostego.

3.4. Zasady wyznaczania nacisków i naprężeń stykowych

Zagadnienie pacisków w obszarze styku zębów rozważymy wstępnie dla przypadku kół walcowych o zębach prostych, przy następujących założeniach:

—    obciążenia mają charakter quasi-statyczny;

—    geometria zazębienia jest idealna, nie skażona odchyłkami wykonawczymi;,

3.4. Zasady wyznaczania nacisków i naprężeń stykowych

-    kola nie wykonują ruchu obrotowego, są jedynie obciążone momentami skręcającymi;

—    pomiędzy zębami nie ma oleju ani innych obcych warstw przypowierzchniowych.

Współpracujące zęby rozpatrujemy jako dwa równolegle walce, dociskane do siebie silą normalną F_hn (rys. 3.9), równomiernie rozłożoną na długości styku walców h. Promienie walców, określające krzywiznę styku, są równe promieniom

b)

Rys. 3.9. Naciski międzyzębne: a) para zębów, b) model zastępczy

ewolwent w rozpatrywanym punkcie przyporu. Korzystając z wzorów Hertza, można obliczyć szerokość styku walców w wyniku odkształcenia sprężystego;

(3.11)

gdzie F_bn jest silą normalną; b — długością styku walców, równą długości styku zębów; £, i £₂ — to moduły sprężystości podłużnej materiałów walców, a v, i v₂ — liczby Poissona; q jest zastępczym promieniem krzywizny dla walców o promieniach p, i p₂, obliczanym z zależności:

+

e q i 02

przy czym znak minus przyjmowany jest dla krzywizny wklęsłej, występującej w uzębieniu wewnętrznym.

Przyjmując v, = v₂ = v, można wzór (3.11) zapisać następująco:

gdzie wprowadziliśmy zastępczy moduł sprężystości podłużnej, określony z żale-