Одновременно зацепляющихся пар зубьев

Окружная скорость колес V, м/с	Степень точности	k_Hα	k_Fα,
До 5		1,03 1,07 1,13	1,07 1,22 1,35
Свыше 5 до 10		1,05 1,10	1,20 1,25
Свыше 10 до 15		1,08 1,15	1,25 1,40

Таблица 4.2.8

Значения коэффициентов k_HV и k_FV,

учитывающих внутренние динамические нагрузки зацепления при Н≤ 350НВ_2ср

Степень точности	Коэффициент	Окружная скорость V, м/с

	k_HV k_FV	1,03 1,01 1,06 1,02	1,06 1,02 1,13 1,05	1,12 1,03 1,26 1,10	1,17 1,04 1,40 1,15	1,23 1,06 1,58 1,20	1,28 1,07 1,67 1,25
	k_HV k_FV	1,04 1,02 1,08 1,03	1,07 1,03 1,16 1,06	1,14 1,05 1,33 1,11	1,21 1,06 1,50 1,16	1,29 1,07 1,67 1,22	1,36 1,08 1,80 1,27
	k_HV k_FV	1,04 1,01 1,10 1,03	1,08 1,02 1,20 1,06	1,16 1,04 1,38 1,11	1,24 1,06 1,58 1,17	1,32 1,07 1,78 1,23	1,40 1,08 1,96 1,29
	k_HV k_FV	1,05 1,01 1,13 1,04	1,10 1,03 1,28 1,07	1,20 1,05 1,50 1,14	1,30 1,07 1,77 1,21	1,40 1,09 1,98 1,28	1,50 1,12 2,25 1,35
Примечание. В числителе приведены данные для прямозубых колес, в знаменателе — для косозубых.

Допускаемая недогрузка передачи (σ_Н < [ σ ]_Н) не более 10 % и перегрузка (σ_Н > [ σ ]_Н) до 5 %. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колесаb ₂. Если эта мера не даст должного результата, то нужно либо увеличить межосевое расстояние а _W, либо выбрать другие материалы для колес или другой вид термообработки, пересчитать допускаемые контактные напряжения и повторить весь расчет передачи.

4.2.14. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2, Мпа:

где: а) m — модуль зацепления, мм; b₂ — ширина зубчатого венца, мм; F₁ — окружная сила в зацеплении, Н;

б) k_Fα — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес k_Fα = 1. Для косозубых k_Fα зависит от степени точности передачи и от скорости колес V, м/с (табл. 4.2.7);

в) k_Fβ — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (рис. 4.2.1, в, г). Для прирабатывающих зубьев колес k_Fβ =1;

г) k_FV — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.2.8);

д) Y_F1 и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.2.9 интерполированием в зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и z₂ для прямозубых колес. Для косозубых — в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса , где β — угол наклона зубьев;

е) Y_β = 1- β° /140° — коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых колес Y_β = 1;

ж) [ σ ] _F1 и [ σ ] _F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, МПа (табл. 4.1.4).

Таблица 4.2.9

Коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2

z или z_v

Y_F 4,28 4,27 4,07 3,98 3,92 3,90 3,88 3,81 3,80 3,78

z или z_v

Y_F 3,75 3,70 3,66 3,65 3,62 3,62 3,61 3,61 3,60 3,60

Если при проверочном расчете σ_F значительно меньше [ σ ] _F, то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если σ_F > [ σ ] _F свыше 5 %, то надо увеличить m, соответственно пересчитать число зубьев шестерни и колеса и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом межосевое расстояние не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.

4.2.15. Проверка прочности зубьев при перегрузках.

— максимальные контактные напряжения, МПа:

;

— максимальные напряжения изгиба, МПа:

,

где [ σ ] _НРmах и [ σ ] _FРmах — максимальные допускаемые напряжения при перегрузках (табл. 4.1.1).

4.2.16. Силы в зацеплении зубчатых колес:

— уточненный крутящий момент на шестерне, Нм:

Т_1у = Т₁ и / и_д;

— окружные силы, Н:

F_t1 = 2·10³ Т_1у / d_W1; F_t2 = 2·10³ Т_2у / d_W2;

— радиальные силы, Н:

F_r1 = F_t1 tgα / cosβ; F_r2 = F_t2 tgα / cosβ; (α = 20°);

— осевые силы, Н:

F_а1 = F_t1 tgβ; F_а2 = F_t2 tgβ.

4.2.17. Параметры зубчатой передачи представить в табличной форме (табл. 4.2.10).

4.2.18. По данным таблицы 4.2.10 вычертить схему разработанной цилиндрической зубчатой передачи. Пример показан на рисунке 4.2.3.

Рис. 4.2.3. Геометрические параметры

цилиндрической зубчатой передачи

Таблица 4.2.10