3.1 Розрахунок передач

3.1 Розрахунок зубчастих і черв’ячних передач

Припускається, що всі зубчасті та черв’ячні колеса мають нульо­ве зміщення. Розрахунки ведуть за скороченою схемою: вилучають перевірні розрахунки за піковими навантаженнями, а також розрахунки за критеріями працездатності, для яких виконано проектувальні розра­хунки .

Перед початком розрахунків необхідно вибрати матеріали для від­повідних передач і спосіб термообробки (з урахуванням вихідних да­них, наведених у завданні). При цьому користуються рекомендаціями [1].

3.1.1. Розрахунок закритих прямозубих циліндричних зубчастих передач

І етап. Проектувальний розрахунок на контактну витривалість. Даний розрахунок виконують відповідно до ГОСТ 21354-87 і поля­гає він у визначенні за відомим допустимим контактним напруженням одного з лінійних, параметрів, що визначає контактну витривалість зубів — діаметра початкового кола або міжосьової відстані

У [1, /З.16/, с. 69 ] наведений варіант розрахунку, пов'язаний з визначенням діаметра , (при внутрішньому зачепленні необхідно замінити на ). Величини , і що вхо­дять у формулу, визначають згідно з [1, п. 3.6.3] Крутний мо­мент підставляють у ньютонах на міліметр, Коефіціент ширини зубчастого вінця за діаметром

(3.1)

де - передаточне число зубчастої передачі; - коефіцієнт ширини зубчастого вінця за міжосьовою відстанню; - ширина зубчастого колеса.

Знак "+" у (З.1) належить до зовнішніх, а "-" - до внутрішніх зачеплень.

Коефіцієнт стандартизований. Стандартні значення , що можуть бути використані в даному проекті, становлять: 0,200; 0,250; 0,315; 0,500; 0,630. Рекомендується брати такі значення цього коефіцієнта: для зубчастих коліс з поліпшених сталей при несиметричному розміщенні = 0,315...0,4; для зубчастих коліс із загартованих сталей = 0,25...О,315; при симетричному роз­міщенні зубчастих коліс відносно опор = 0,4...0,5.

Замість діаметра, на даному етапі розрахунку можна визначити міжосьову відстань, мм:

, (3.2)

де - узагальнений коефіцієнт, що враховує властивості матеріалу, режим навантаження та геометричні параметри зачеплення (для прямозубих передач = 495); - крутний момент на валу веденого колеса, Н^.м; - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця; - допустиме контактне напруження, МПа.

У (3.2) знак "+" належить до зовнішніх, а знак "-" до внутрішніх зачеплень. Величини та знаходять згідно з [1, п. 3.6.3].

Знайдене значення округляється (як правило, в бік збільшен­ня) до найближчого стандартного значення (табл. З.1).

Таблиця 3.1

Стандартні значення міжосьової відстані , мм (за СТ РЕВ 229-75)

1-й ряд	40	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400
2-й ряд	-	-	71	90	112	140	180	225	280	355	450

У разі роздвоєння силового потоку без зміни кількості валів (теми 2, 4) значення крутного моменту, здобуті в процесі загального розрахунку привода, при підстановці у формулу для або , слід поділити на 2.

II етап. Визначення основних параметрів передачі.

Цей етап розрахунку виконується в такому порядку.

1. Обчислення міжосьової відстані

(3.3)

(знак "+" належить до зовнішніх, а знак "-" - до внутрішніх зачеп­лень).

Здобуте значення округлюють у бік збільшення до найближчого стандартного значення (див. табл. З.1).

Якщо на 1 етапі розрахунку було визначено не діаметр , а міжосьову відстань , п. 1 автоматично виключається.

2. Вибір модуля зачеплення згідно із співвідношенням

(3.4)

Модуль вибирають поміж стандартних значень, наведених у табл. 3.2. При цьому слід мати на увазі, що більші значення моду­ля зачеплення забезпечують підвищену міцність і витривалість зубів при згині.

Таблиця 3.2

Стандартні значення модуля зачеплення т, мм, для зубчастих передач (за СТ РЕВ З1О-76)

1-й ряд	1,0	1,25	1,5	2	2,5	3	4	5	6	8	10	12
2-й ряд	1,125	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11	14

Проектування зубчастих і черв’ячних передач з нестандартними модулями не допускається.

3. Визначення кількості зубів на зубчастих колесах.

Насамперед обчислюють сумарну кількість зубів для передач із зовнішнім зачепленням або різницю кількостей зубів для передач з внутрішнім зачепленням:

(3.5)

Якщо величина або , обчислена за (3.5), виявиться дробовою, її округлюють до найближчого цілого числа. Потім визначають кількість зубів шестірні

(3.6)

де, як і раніше, знак "+" належить до зовнішніх, а знак "-" - до внутрішніх зачеплень.

Знайдене значення округлюють до найближчого цілого числа. Необхідно, щоб дотримувалась умова

(3.7)

де при коефіцієнті зміщення .

У разі недотримання умови (3.7) слід зменшити модуль т і по­вторити обчислення за (3.5) і (З.6).

Кількість зубів веденого колеса:

для передач із зовнішнім зачепленням

(3.8)

для передач з внутрішнім зачепленням

(3.9)

Якщо значення обчислене за (3.6), було дробовим, після визначення треба уточнити передаточне число згідно з формулою

(3.10)

4. Уточнення міжосьової відстані і визначення ширини веде­ного колеса і шестірні , відповідно:

(3.11)

(3.12)

(3.13)

До (3.11) підставляють стандартне значення модуля m. Отримані значення і округлюють до цілих міліметрів.

5. Обчислення ділильних діаметрів , , діаметрів виступів , , і западин , для шестірні й веденого колеса:

Ш етап. Перевірний розрахунок на витривалість при згині. Виконується відповідно до ГОСТ 21354-87 за формулами (3.17), (3.17^/) та (3.25^/) з [1]. Величини, що входять до цих формул, визначають згідно з вказівками п. 3.6.5.

Якщо хоча б одна з нерівностей (3.17)-(3.17^/) [1] не задоволь­няється, слід вибрати для зубчастих коліс більш міцний матеріал або інший вид термообробки, або збільшити модуль зачеплення, після чого розрахунок треби повторити.