5. Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная сила

, Н (6.1.)

Радиальная сила

, Н (6.2)

Осевая сила

, Н, (6.3.)

где Т₂ в Н · мм, d₂ в мм.

5. Проверочный расчёт на выносливость при изгибе.

Предотвращение усталостного излома с заданной степенью вероятности гарантируется при сравнении расчётного напряжения изгиба σ_F с допускаемым [σ_F] и выполнении, при этом, условия прочности:

σ_F ≤ [σ_F] (7.1.)

Расчёт ведётся для менее прочного колеса, т.е. для которого меньше отношение [σ_F]/ Y_F.

7.1. Определение коэффициента формы зуба Y_F.

Y_F1 и Y_{F 2} определяются по таблице 7.1. в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса для прямозубых колёс. Для косозубых - в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z_υ1 = Z₁/cos³β и колеса Z_υ2 = Z₂/cos³β, где β - угол наклона зубьев (см. 5.4.)

7.2. Сравнение прочности колёс.

Вычисляют и сравнивают отношения

- для шестерни и

- для колеса.

В формулы последующего расчёта подставляются значения Y_F и [σ_F] для того колеса, у которого это отношение меньше, т.е. прочность которого ниже (при одинаковых материалах - это, как правило, шестерня.).

7.3. Определение расчётного значения σF.

σ_F = · К_FL · K_Fα · K_Fβ · K_Fυ · F_t, Мпа, (7.2.)

где m - модуль зацепления,

в - ширина зубчатого венца;

К_FL - коэффициент долговечности (см. 2.3.1.),

F_t = 2 Т₂ / d₂ - окружная сила в зацеплении, Н;

K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Для прямозубых колёс K_Fα = 1.

Для косозубых K_Fα зависит от степени точности передачи, определяемой по табл. 3.2.

Степень точности	6	7	8	9
Коэффициент KFα	0,72	0,81	0,91	1,0

Значение коэффициента неравномерности нагрузки по длине зуба K_Fβ выбирается по табл. 7.2.

Значение коэффициента динамической нагрузки K_Fυ выбирается по табл. 7.3. в зависимости от степени точности, твёрдости поверхности зубьев и окружной скорости колёс.

Коэффициент наклона зуба:

где β - угол подъёма линии зуба, градусы (минуты и секунды переводят в доли градуса).

Для прямозубых колёс Υ_β = 1.

7.4. Проверяют выполнение условия 7.1.

Если окажется, что σ_F значительно меньше [σ_F], то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается.

5. Особенности расчёта раздвоенной передачи.

8.1. Выбор материалов и допускаемых напряжений выполняется в соответствии с п. 2

8.2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния а (см. п. 3.1.), где в качестве расчётного вращающего момента принимается значение 0,5 · Т₂, а коэффициент ширины - Ψ_ва = 0,2.

Остальной порядок расчёта сохраняется.

9. Особенности расчёта быстроходной степени соосного редуктора.

9.1. Выбор материалов колёс и определение допускаемых напряжений выполняется в соответствии с п.2.

9.2. Проектный расчет заключается в определении ширины колеса:

, мм (9.1.)

где, исходя из условия соосности, межосевое расстояние быстроходной ступени а_Б принимается равным межосевому расстоянию тихоходной ступени а_Т.

9.2.1. Рассчитать фактическую окружную скорость по формуле (4.1.)

9.2.2. По графику (рис. 3.1.) определить значение коэффициента К_Нα; по табл. 3.3. определить значение коэффициента К_Нβ; по табл. 3.4. определить значение коэффициента К_Нυ. Значение коэффициента К - см. п. 3.1.

9.2.3. По формуле (9.1.) рассчитать ширину колеса в₂. Рассчитать ширину шестерни в₁ и округлить до ближайших стандартных значений (см. п. 3.1.2.)

Дальнейший расчёт проводить с пункта 5 по пункт 7.

Рис. 3.1 График для определения коэффициента К_Нα

Рис. 3.2 Схемы расположения передач

Таблица 1.1

Значение КПД с учётом потерь в подшипниках

Типы передач	η
Зубчатая Червячная с числом витков червяка 1-1 Цепная Ремённая	0,95-0,97 0,70-0,90 0,94-0,96 0,94-0,96

Таблица 1.2