Файл: Тема Передаточные механизмы.docx

Z_N = при N_K > , (2.8)
но не менее 0,75,

где N_Hlim – базовое число циклов перемены напряжений;

N_К – суммарное число циклов перемены напряжений.
Суммарное число циклов перемены напряжений N_К при постоянной нагрузке определяется следующим образом (и для шестерни, и для колеса):

, (2.9)

где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом (в данном задании с = 1);

n – частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса, об/мин;

t – срок службы передачи, в часах.
Если не задано конкретное число часов работы передачи, а задан срок работы передачи в годах, то t определятся по формуле

, (2.10)

где L – срок службы в годах;

К_ГОД, К_СУТ– коэффициенты использования передачи в течение года и суток соответственно.
Базовое число циклов перемены напряжений определяется по графику, представленному на рис. 2.6.

, млн циклов

Рис. 2.6. График для определения базового числа циклов перемены напряжений

Используя все найденные параметры, определяют межосевое расстояние. Полученное межосевое расстояние при необходимости округляется до стандартного значения:

• 
  РЯД 1 – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400;
  
• 
  РЯД 2 – 71, 90, 112, 140, 180, 225, 280, 355, 450.
  

Значения первого ряда следует предпочитать значениям второго.

---

2.2. Проектирование передачи

1. Ориентировочно значение модуля при проектировочном расчете зубчатых передач можно принять, мм:
– при твердости Н350НВ m= (0,01...0,02)a_w; (2.11)
– при твердости H45HRC_э т = (0,016...0,0315)a_w. (2.12)
По ГОСТ 9563–80 принимают стандартный нормальный модуль:

• 
  РЯД 1 – 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16;
  
• 
  РЯД 2 – 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14.
  

Значения первого ряда следует предпочитать значениям второго.
2. Определяется суммарное число зубьев и число зубьев шестерни и колеса:

– предварительно принимают угол наклона зубьев и определяют суммарное z_C число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂:

; (2.13)

; (2.14)
– полученные значения чисел зубьев округляем до целого числа:

z₂ = z_С –z₁. (2.15)
3. Определяются действительное передаточное число и его погрешность:

. (2.16)

Погрешность передаточного числа не должна превышать 3 %.
4. Уточняем значение угла β:

, (2.17)

. (2.18)

Значение угла наклона зубьев необходимо вычислять с точностью до секунд.
5. Далее определяются основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

. (2.19)
6. Проверку полученных диаметров можно провести с помощью формулы

. (2.20)

Проверкой должно быть установлено, что межосевое расстояние сходится со значением, принятым ранее.
7. Диаметры вершин зубьев определяются по формулам:

, . (2.21)
Диаметры впадин:

, , (2.22)

где

---

x – коэффициент смещения, мм.
8. Ширина колеса определяется по формуле, мм:

. (2.23)

_{Полученное значение ширины колеса округляем до нормального линейного размера.}
9. Ширина шестерни определяется по формуле, мм:

b₁ = b₂ + (5...10). (2.24)

_{Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера.}

10. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле, м/с:

. (2.25)
11. По окружной скорости колес с учетом рекомендации табл. 2.6 назначают степень точности зубчатых колес.
Таблица 2.6

Нормы точности зубчатых колес

Степень точности по ГОСТ 1643–81	Окружная скорость, м/с
	Прямые зубья	Непрямые зубья
5 и выше	 15	 30
6	15	30
7	10	15
8	6	10
9	2	4

2.3. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

А. Определение расчетного контактного напряжения

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:

, (2.26)

где K_H – коэффициент нагрузки;

---

– контактное напряжение в полюсе зацеп­ления при K_H = 1.

Контактное напряжение в полюсе заце­пления при K_H = 1 определяют следующим образом, МПа:

, (2.27)

где «+» – для наружного зацепления, «–» – для внутреннего зацепления;

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопря­женных зубчатых колес. Для стали при модуле упругости = 190;

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяют по табл. 2.7;
Таблица 2.7

Значения коэффициента

Угол наклона линии зуба , град		Значения при относительном смещении контура
			0,080	0,050	0,030	0,020	0,010	0,005	0	–0,005	–0,010	–0,015	–0,020
	0		1,48	1,52	1,58	1,62	1,68	1,71	1,76	1,83	1,93	2,14	–
	10		1,47	1,51	1,56	1,60	1,66	1,69	1,74	1,80	1,90	2,07	–
	15		1,46	1,50	1,55	1,58	1,63	1,67	1,71	1,77	1,86	2,00	2,35
	20		1,43	1,47	1,52	1,55	1,60	1,63	1,67	1,72	1,80	1,91	2,13
	25		1,42	1,45	1,49	1,52	1,57	1,59	1,62	1,67	1,73	1,81	1,97
	30		1,38	1,42	1,45	1,48	1,52	1,54	1,56	1,60	1,65	1,70	1,81
	35		1,35	1,37	1,40	1,42	1,46	1,48	1,50	1,53	1,56	1,60	1,66
	40		1,30	1,32	1,34	1,37	1,39	1,41	1,42	1,45	1,47	1,50	1,53

---

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

F_tH – окружная сила на делительном цилиндре, Н;

– рабочая ширина венца зубчатой передачи (b₂), мм;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм.
Коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется следующим образом:

при ;

при ; (2.28)

при ,

где – коэффициент торцевого перекрытия:

;

– коэффициент осевого перекрытия:

. (2.29)
Окружная сила на делительном цилиндре определяется по формуле

, (2.30)

где – вращающий момент на шестерне (колесе), Н · м;

– делительный диаметр шестерни (колеса), мм.
Коэффициент нагрузки определяют по зависимости

, (2.31)

где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (табл. 2.8);

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз­ки между зубьями;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­груз­­ки по ширине зуба;

---