92 Методика расчета основных деталей привода: зубчатых передач, зубчатой ременной передачи.

Размеры d_w1 (диаметр колеса) или a_w1 (межосевое расстояние) зубчатой передачи определяют из расчета на контактную выносливость зубьев. По рекомендации приложения 1 к ГОСТ 21354 – 75 в целях упрощения расчета ряд величин взят в усредненном значении и объединен коэффициентами K_d для расчета диаметра d_w1 шестерни K_a для расчета межосевого расстояния a_w1.

Для коробок передач определяют диаметр шестерни (мм):

.

Для передвижных блоков коробок передач, где модуль колес обычно одинаков, расчету подлежит шестерня с минимальным числом зубьев.

В формуле Т₁ – крутящий момент на шестерне, Н^.м; в качестве расчетного Т₁ принимается максимальное значение крутящего момента. Коэффициент K_Hβ, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по справочной литературе. Отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни ψ_bd=b_w/d_w1 принимается равным ψ_bd=0,20…1,6; меньшее значение – для передвижных блоков коробок передач, большее – для редукторов с косозубыми колесами. Отношение ширины венца к межосевому расстоянию ψ_ba=b_w/a_w=2ψ_bd/(u+1) принимается равным ψ_ba 0,20…1,6. значения вспомогательных коэффициентов K_d и K_a также берутся из справочника. Допускаемое контактное напряжение (МПа) определяется по зависимости , где - допускаемое контактное напряжение, МПа, соответствующее базовому числу N_HO циклов перемены напряжений. Коэффициент долговечности . Здесь N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений; N_H0 - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. Обычно в зубчатой передаче число циклов перемены напряжений связано с частотой вращения n, мин^-1. Тогда при постоянной нагрузке и зацеплении с одним колесом , где t_ч – полное число часов работы передачи за расчетный срок службы.

При ступенчатом нагружении , где Т_1i – крутящий момент, соответствующий i-й ступени нагружения. Суммарное число циклов нагружения N_Σ=Σn_цi, где n_цi – число циклов перемены напряжений за время действия момента Т_1i, . Предельные значения K_HL ограничиваются. Для стальных колес K_HL≤2,6 при объемном упрочнении и K_HL≤1,8 при поверхностном упрочнении. При N_HE/N_H0>1.8 коэффициент долговечности K_HL=1.

Для чугунных колес пределы изменения коэффициента долговечности равны 1≤ K_HL≤1,4. для неметаллических колес K_HL=1.

Для прямозубых колес в качестве δ_HP принимается допускаемое контактное напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше. Для косозубой и шевронной передач , где σ_{HP min} – меньшее из значений σ_HP1 и σ_HP2.

Для коробок передач, для которых числа зубьев задаются кинематическим расчетом, модуль определяют по диаметру шестерни d_w1, рассчитанному ранее на контактную выносливость зубьев: .

В целях обеспечения изгибной прочности зубьев с упрочненной поверхностью (цементация, азотирование и т. п.) рассчитывают также минимально допустимый модуль на выносливость по изгибу: .

Для прямозубых передач K_m=14, для косозубых при ε_β>1 и шевронных передач K_m=11,2 и для косозубых при ε_β≤1 K_m=12,5.

Больший модуль из расчета на контактную и изгибную прочности округляют до ближайшего большего стандартного. Полученные в проектировочном расчете параметры колес могут быть в процессе проектирования несколько изменены в большую или меньшую сторону. При расчете зубчатой ременной передачи определяют модуль передачи, исходя из усталостной прочности зубьев ремня по напряжениям сдвига. Для упрощения расчета целый ряд величин: коэффициент ширины ремня ψ_р, коэффициент динамичности нагрузки K_Д, допускаемое напряжение сдвига для зубьев ремня [σ_СД], допустимое число зубьев меньшего шкива z₁ и число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом z₀ – взяты в усредненном значении и объединены постоянным числовым коэффициентом. При принятых предпосылках модуль передачи зубчатым ремнем (мм) определяют по формуле: , где N – мощность, передаваемая ремнем, кВт; n₁ – частота вращения меньшего шкива, мин^-1 (при наличии нескольких режимов и постоянной мощности – наименьшая).

Полученное значение модуля округляют (в большую или меньшую сторону) до ближайшего нормализованного. Ширину ремня b (мм) устанавливают по справочнику, используя зависимость b=ψ_pm, где ψ_p=6…9 – коэффициент ширины ремня. Число зубьев большего шкива z₂=z₁u, где u=n₁/n₂=z₂/z₁ – передаточное число (u≥1); z₁ – число зубьев меньшего шкива.

Расстояние между осями шкивов (мм) выбирают, исходя из условия a_min≤a≤a_max;

A_min=0.5m(z₁+z₂)+2m; a_max=2m(z₁+z₂).

Число зубьев ремня при принятом межосевом расстоянии a^,, , где t_p – шаг ремня, мм.

Полученное значение z_p округляют до ближайшего нормализованного.

В соответствии с принятым числом зубьев z_p по справочнику устанавливают длину ремня L_p и определяют действительное межосевое расстояние передачи a: , где λ=L_p-t_p(z₁+z₂)/2 и Δ=m(z₂-z₂)/2.

Наружный диаметр шкива (мм) d_a1(2)=mz₁₍₂₎-2δ+C₁₍₂₎, где δ – расстояние от впадины зуба ремня до оси металлического троса, мм; C₁₍₂₎ – поправка на диаметр шкива, мм, обеспечивающее равномерное распределение нагрузки между зубьями ремня на дуге обхвата; C₁₍₂₎=0.15Fiz₁₍₂₎/b, где i –коэффициент продольной податливости каркаса ремня, мм²/Н, выбирается по справочнику; F – рабочая нагрузка (окружная сила), передаваемая ремнем, Н; определяется по наибольшему крутящему моменту Т₁, Н^.м, на валу меньшего шкива, или по передаваемой мощности N, кВт; .