Геометричні розміри циліндричної передачі

Рис.5.2.

5.3.3.3. Розміри колеса:

– ділильний діаметр ;

– діаметр вершин зубців ;

– діаметр западин ;

– ширина .

5.4. Перевірочні розрахунки передачі.

Остаточні розміри передачі можуть бути уточнені після проведених роз­рахунків на: контактну втому і міцність; втому і міцність при згині.

5.4.1. Розрахунок на контактну втому.

, (5.14)

де – безрозмірний коефіцієнт, який враховує форму спря­жених поверхонь зубців: для прямозубчастих коліс ; для косозуб­частих коліс ; для шевронних коліс ; – коефіцієнт, який враховує механічні властивості мате­ріалів зубчастих коліс; – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній спряжених зубців, визначається: для прямозубчастих передач (рекомендується [6] приймати ); для косозубчастих і шеврон­них передач (рекомендується [6] приймати ). Тут – коефіцієнт торцьового перекриття; – коефіцієнт навантаження, визначається

, (5.15)

де – коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями, приймається: для прямозубчастих передач ; для косозубчастих і шевронних передач із табл.Д18 у залежності від ступеня точності . Ступінь точності вибирається із табл.Д19 в залежності від колової швидкості зубчастих коліс ; – коефіцієнт (див. розд.5.3.1); – коефіцієнт динаміч­ності навантаження, вибирається із табл.Д20.

Розрахунок на контактну втому вважається остаточним, якщо в нерівності виконується умова

Якщо , тоді необхідно змінити значення основних величин ( , ) і уточнити розрахунок. Якщо , тоді розра­хунок виконується повторно.

5.4.2. Розрахунок на контактну міцність.

Виконується при дії короткочасних максимальних навантажень

, (5.16)

де – допустиме граничне контактне напруження при термо­обробці зубців – нормалізації або поліпшенні; – коефіцієнт перенаванта­ження. Можливі короткочасні перенавантаження в період пуску або роботи передачі задаються умовами роботи. Якщо ці умови не задані, тоді коефіцієнт перенавантаження визначається , де і – моменти на валу двигуна – максимальний і номінальний.

Розрахунок на контактну міцність вважається остаточним, якщо .

5.4.3. Розрахунок на втому при згині.

, (5.17)

де – коефіцієнт форми зуба. Вибирається із табл.Д21, по еквівалент­ному числу зубців шестерні ( ) і колеса ( ): для прямозубчастих пере­дач і ; для косозубчастих і шевронних передач і ; – коефіцієнт перекриття зубців, прийма­ється [6] ; – коефіцієнт нахилу зубів, приймається: для прямозуб­частих передач [6] ; для косозубчастих і шевронних передач . Тут кут в градусах; – коефіцієнт навантаження при згині, визначається за формулою

, (5.18)

де – коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями, приймається: для прямозубчастих передач ; для косозубчастих і шевронних передач – із табл.Д22 у залежності від ступеня точності ; – коефіцієнт розпо­ділу навантаження по ширині вінця зубчастого колеса, вибирається із табл.Д23; – коефіцієнт динамічності навантаження, вибирається із табл.Д24; , , – відповідно крутний момент, число зубців, ширина зубчастого вінця шестерні і колеса, що перевіряються.

Розрахунок на втому при згині для зубців шестерні і колеса вважається остаточним при і .

При повторний розрахунок не виконується, тому що для зубців з твердістю основним критерієм роботоздатності є контактна втома.

5.4.4. Розрахунок на міцність при згині.

Виконуєтьсядля шестерні і колеса при дії короткочасних максимальних навантажень.

, (5.19)

де – допустиме граничне напруження при згині; – кое­фіцієнт перенавантаження (див. розд.5.4.2).

Розрахунок на міцність при згині вважається остаточним, якщо вико­ну­ються умови: і .

Якщо умови контактної і згинної втоми та міцності виконуються, тоді визначені геометричні розміри зубчастої передачі приймаються остаточними.

5.5. Визначення сил у зачепленні.

Схема сил в зачепленні

Рис.5.3.

5.5.1. В прямозубчастих циліндричних передачах:

– колова сила ;

– радіальна сила ;

– осьова сила .

5.5.2. В косозубчастих циліндричних передачах:

– колова сила ;

– радіальна сила ;

– осьова сила .

5.5.3. В шевронних циліндричних передачах:

– колова сила ;

– радіальна сила ;

– осьова сила .