Министерство транспорта Российской Федерации

ФБОУ ВПО Новосибирская государственная

академия водного транспорта

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

Методические указания по выполнению курсового проекта и контрольных работ по деталям машин для студентов заочной формы обучения

Новосибирск 2013

Рассмотрено и утверждено на заседании кафедры теории механизмов и машин и деталей машин 17 мая 1983 года, протокол №13

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

Методические указания по выполнению курсового проекта и контрольных работ по деталям машин для студентов заочной формы обучения. Бартенев В.Н. Новосибирск, НГАВТ 2013. 55с

В методических указаниях приведена методика расчета зубчатых и червячных передач. Рассмотрен числовой пример по решению таких задач применительно к курсовому проекту.

Таб. 49.Ил.14. Список лит.11 назв.

ВВЕДЕНИЕ

Передачи зацеплением (зубчатые цилиндрические, конические и червячные) нашли самое широкое распространение среди механических передач благодаря целому ряду достоинств. Эти передачи имеют компактность, высокий к.п.д., постоянное передаточное число, большую долговечность, надежность в работе, простоту обслуживания.

Критерием работоспособности закрытых зубчатых передач является контактная прочность зубьев и прочность при изгибе.

Стандарт (ГОСТ 21354-75) [9] рекомендует следующие виды расчетов:

1) на контактную выносливость для предотвращения усталостного выкрашивания поверхностей зубьев;

2) на контактную прочность при действии кратковременной максимальной нагрузки (расчет на контактную прочность) для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя;

3) на выносливость при изгибе для предотвращения усталостного излома зубьев;

4) на прочность при изгибе кратковременной максимальной нагрузкой с целью предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев.

Критерием работоспособности червячных передач является отсутствие заедания и выкрашивания поверхности, а также изгибная прочность. При действии в червячном зацеплении кратковременных перегрузок проводится проверка зубьев червячного колеса на изгиб по максимальной нагрузке.

Для вала червяка осуществляется проверочный расчет на жесткость, который выполняется так же, как и для гладких валов. Для червячных передач проводится тепловой расчет.

Расчет зубчатых и червячных передач проводится в два этапа: проектный – из условий контактной выносливости определяются основные размеры передачи и проверочный – при известных параметрах передачи и условиях ее работы определяются контактные и изгибные напряжения, и сравниваются с допускаемыми значениями по выносливости материала. В результате проверочного расчета могут быть уточнены размеры передачи, материал и термохимическая обработка зубьев колес.

В методических указаниях приводится методика расчета закрытых¹ цилиндрических, конических и червячных передач по всем указанным выше критериям работоспособности, ориентируясь на ГОСТ 21354-75. Для упрощения методики расчета в отдельных формулах приняты небольшие отступления, мало влияющие на конечный результат.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ

Исходными данными в заданиях являются необходимая мощность и частота вращения выходного вала. Они могут быть заданы непосредственно, т.е. в задании указана мощность и частота вращения (угловая скорость) на выходном (приводном) валу, или в виде окружного усилия и скорости исполнительного механизма.

В последнем случае мощность на приводном валу (N_пр), кВт, может быть определена зависимостью

где Р – усилие на исполнительном механизме, кН;

V – скорость исполнительного механизма, м/с.

А необходимая мощность двигателя

(1.1)

где η₀ – общий к.п.д. привода.

При заданной кинематической схеме привода η₀ определяется зависимостью

(1.2)

где η₁, η₂ – к.п.д. отдельных передач (зубчатой, ременной и т.п.);

η_м – к.п.д. муфты;

η_оп – коэффициент, учитывающий потери в опорах вала;

n – число муфт;

m – число валов.

Средние значения к.п.д. различных передач, без учета потерь в опорах валов, а также муфт и подшипников приведены в табл. 1.1.

Таблица 1.1 Значения к.п.д. различных передач

Тип механизма	В масляной воде	Открытый
Зубчатая передача:
цилиндрическими колесами	0,96 ÷ 0,98	0,95 ÷ 0,96
коническими колесами	0,95 ÷ 0,97	0,94 ÷ 0,95
Червячная передача при:
однозаходном червяке	0,70 ÷ 0,80
двухзаходном червяке	0,75 ÷ 0,85
четырехзаходном червяке	0,85 ÷ 0,92
Цепная передача	0,96 ÷ 0,98	0,92 ÷ 0,94

Продолжение таблицы 1.1

Ременная передача:
Плоскоременная		0,95 ÷ 0,97
Клиноременная		0,94 ÷ 0,96
Средние значения к.п.д. муфты		0,98 ÷ 0,99
Средние значения к.п.д. для одной пары подшипников:
качения	0,99 ÷ 0,995
скольжения	0,975 ÷ 0,995

Частота вращения приводного вала (n_пр), мин ^-1 (при заданной угловой скорости ω рад/с частота вращения ), при заданной скорости определяется по формуле

(1.3)

где V – скорость исполнительного механизма, м/с;

D – диаметр исполнительного механизма, мм.

Для цепного транспортера

(1.4)

где z – число зубьев тяговой звездочки;

t – шаг звена цепи, мм.

Общее передаточное отношение привода

(1.5)

где n_э – частота вращения вала электродвигателя под нагрузкой;

i_ред – передаточное отношение редуктора;

u₁, u₂… - передаточные числа ступней редуктора;

i_проч – передаточное отношение прочих, входящих в привод, передач.

При выборе двигателя для привода можно ориентироваться на трехфазные асинхронные электродвигатели переменного тока, имеющие синхронные частоты вращения [11, 4] n_c=3000; 1500; 1000; 750 мин ^-1. При выборе частоты вращения вала электродвигателя необходимо учитывать возможность реализации получающегося передаточного отношения в заданной кинематической схеме привода.

Следует иметь в виду, что высокооборотные двигатели имеют меньше габариты, вес, стоимость, чем тихоходные той же мощности.

Выбор числа ступеней редуктора рекомендуется проводить по табл.1.2.

Таблица 1.2 Передаточное отношение

Тип редуктора	iред
	Одноступен-чатые	Двухступен-чатые	Трехступен-чатые
Цилиндрический Конический Коническо-цилиндрический Червячный Червячно-цилиндрический Цилиндро-червячный	1,6 ÷ 8 1 ÷ 6,3 - 8 ÷ 80 - -	7,1 ÷ 50 - 6,3 ÷ 40 63 ÷ 4000 25 ÷ 400 16 ÷ 200	25 ÷ 250 - 20 ÷ 200 - 200 ÷ 2000 -

При разбивке общего передаточного отношения редуктора по ступеням необходимо стремиться к получению минимальных размеров редуктора при равной прочности всех его ступеней (табл.1.3 или для цилиндрического редуктора - рис.1.1).

Таблица 1.3

Тип передачи	Твердость поверхн. зубьев	Значение u
		Наиболее употребл. uср	Наибольшее umax
Цилиндрическая
тихоходная ступень во всех редукторах	≤HB 350 HRC 40 -56 HRC 56 – 63	2,5 ÷ 5 2,5 ÷ 5 2 ÷ 4	6,3 6,3 5,6
быстроходная ступень в редукторе с развернутой схемой	≤HB 350 HRC 40 -56 HRC 56 – 63	3,15 ÷5 3,15 ÷5 2,5 ÷4	8 7,1 6,3
быстроходная ступень в соосном редукторе	≤HB 350 HRC 40 -56 HRC 56 – 63	4 ÷6,3 4 ÷6,3 3,15 ÷5	10 9 8
открытая	≤HB 350	4 ÷8	≥16
Коническая
закрытая	≤HB 350 ≥HRC40	1 ÷ 4 1 ÷ 4	6,3 5
открытая	≤HB 350	2 ÷ 4	8
Червячная закрытая	-	16 ÷ 50	80
Цепная	-	2,5 ÷ 5	10
Клиноременная	-	2 ÷ 4	8

Рис. 1.1 – Передаточное число ступени в зависимости от общего передаточного отношения

При разбивке передаточных чисел цилиндрических редукторов по ступеням следует иметь в виду:

1. изменение соотношений передаточных чисел ступеней мало сказывается на длине и ширине редуктора, но заметно – на высоте редуктора и на соотношении диаметров колес. При уменьшении передаточного числа тихоходной ступени высота редуктора, а также межосевые расстояния и диаметры колес всех ступеней уменьшаются;

2. при уменьшении передаточного числа тихоходной ступени растут нагрузки на промежуточные валы и их опоры;

3. при переменной нагрузке межосевые расстояния a_в быстроходных ступеней, по сравнению с а_в при постоянной нагрузке, увеличивается на 15 ÷ 23%;

4. увеличение твердости и относительной ширины какой-либо ступени уменьшает размеры этой ступени и наоборот.

В червячно-цилиндрическом редукторе из условия размещения и смазки червячной пары обычно получается а_ч≥0,63а_ч, что приводит к недогрузке червячной ступени. При этом решающее значение приобретает к.п.д. редуктора, и соответствующие рекомендации по разбивке передаточных чисел можно взять в табл. 1.4.

Таблица 1.4

iред	uч	uц
≤50	8	iред /8
>50	iред /6,3	6,3

В цилиндро-червячном редукторе передаточное число червячной ступени рекомендуется определить по формуле

После разбивки общего передаточного отношения привода по ступеням подсчитываются для каждого вала привода частота вращения (n), мин ^-1, крутящий момент (Т), Н∙м по ниже приведенным формулам (для крутящего момента без учета к.п.д.):

n₁=n₉; n₂=n₁/i₁; n₃=n₂/i₂;

T₁=9,55∙10³N₁/n₁; T₂=T₁∙i₁; T₃=T₂∙i₂;

Полученные величины заносятся в таблицу.

2. Методы изготовления и точность зубчатых колес

Заготовки зубчатых колес получают литьем, штамповкой или ковкой в зависимости от материала, формы и размеров. Зубья колес изготовляют накатыванием, нарезанием, реже литьем.

При накатывании венец стальной заготовки нагревают токами высокой частоты до температуры 1200^оС, а затем обкатывают между колесами-накатниками. Зубонакатывание – высокопроизводительный метод изготовления колес, применяется при модуле до 1мм.

Нарезание зубьев производится двумя методами: копированием и обкаткой. Метод копирования заключается в прорезании впадин между зубьями модульными фрезами (дисковыми или пальцевыми). Точность этого метода пониженная. Метод копирования применяют для обработки крупномодульных шевронных колес, а также в условиях ремонтных мастерских.

Основное применение имеет метод обкатки. По этому методу зубья нарезают инструментом в виде рейки-гребенки, червячной фрезы или шестерни-долбяка.

Нарезание зубьев червячными фрезами широко применяется для изготовления цилиндрических колес с внешним расположением зубьев. Для нарезания колес с внутренним расположением зубьев применяют долбяки.

За последнее время внедрены новые высокопроизводительные приемы изготовления зубчатых колес методом копирования, например: протягивание внутренних зубьев, штамповка мелкомодульных зубьев и др. Эти методы копирования находят все большее применение при крупносерийном и массовом производстве зубчатых колес, глее применение его экономически оправдано.

Для повышения точности зубчатых колес и класса шероховатости рабочих поверхностей зубьев после нарезания и, в особенности после термообработки, применяется отделка или доводка профилей зубьев. Методы отделки зубьев весьма разнообразны.

Шлифование – обычно применяется для устранения последствий коробления зубьев, возникшего после термообработки. Обладает тем преимуществом, что позволяет устранить погрешности такой большой величины, для которой применение других видов отделки становится нерентабельным и даже невозможным.

Шевингование – применяется для незакаленных зубьев цилиндрических зубчатых колес как финишная операция, а для закаленных – с целью повысить их точность перед закалкой.

Накатка – заключается в совместном вращении под нагрузкой обрабатываемого и закаленного эталонного зубчатых колес. Путем накатки устраняются заусенцы и забоины на рабочих поверхностях зубьев, повышается их класс шероховатости, и образуется наклепанный слой. В целом накатка повышает долговечность зубчатых колес.

Притирка – искусственный износ рабочих поверхностей зубьев с помощью абразивной пасты – применяется для улучшения геометрии зацепления и класса шероховатости боковых поверхностей закаленных зубьев. Путем притирки снижается шум передачи и улучшается форма пятна контакта.

Хонингование – доводка зубьев с помощью зубчатого абразивного инструмента – хона. Путем хонингования можно сгладить мелкие забоины и заусенцы и повысить чистоту рабочих поверхностей зубьев.

Качество передачи связано с ошибками изготовления зубчатых колес и деталей, определяющих их взаимное расположение в передаче (корпусов, подшипников и валов). Деформация деталей под нагрузкой также влияет на качество передачи.

Основными ошибками изготовления зубчатых колес являются: ошибки шага и формы профиля зубьев, ошибки в направлении зубьев относительно образующей делительного цилиндра.

Из 12 степеней точности изготовления зубчатых передач, регламентированных для цилиндрических передач СТ СЭВ 641-77, для конических передач СТ СЭВ 186-75 (табл. 2.1) и для червячных передач СТ СЭВ 311-76, (табл.2.2), наиболее распространены 6,7,8 и 9-я степени.

Таблица 2.1

Степень точности	Максимальная окружная скорость, м/с		Применение
	Прямозуб.	Косозуб.
6	15	30	Скоростные передачи, длительные механизмы и т.п.
7	10	15	Передачи при повышенных скоростях и умеренных нагрузках и наоборот
8	6	10	Передачи общего машиностроения, не требующие особой точности
9	2	4	Тихоходные передачи с пониженными требованиями к точности

Таблица 2.2

Степень точности	Окружная скорость , м/с	Обработка	Применение
7	10	Червяк закален, шлифованный и полирован. Колесо нарезается шлифованными червячными фрезами. Обкатка под нагрузкой.	Передачи с повышенными скоростями и малым шумом, с невысокими требованиями к габаритам.
8	5	Червяк с Н≤НВ350 нешлифованный. Колесо нарезается шлифованной червячной фрезой. Обкатка под нагрузкой.	Передачи среднескоростные со средними требованиями к шуму, габаритам и точности.
9	2	Червяк с Н≤НВ350 нешлифованный. Колесо нарезается любым способом.	Передачи низкоскоростные, кратковременно работающие и ручные с пониженными требованиями к точности.

3. МАТЕРИАЛЫ ПЕРЕДАЧ

Наибольшие надежность и несущая способность передачи и, следовательно, наименьшие габариты и вес её могут быть достигнуты, если зубчатые колеса и червяки изготовляются из термообработанных сталей.

В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условно разделить на две группы:

1. с твердостью ≤ НВ 350 – нормализованные, улучшенные или закаленные с высоким отпуском;

2. с твердостью > НВ 350 – закаленные, цементированные, нитроцементированные, цианированные, азотированные.

При твердости материала ≤ НВ 350 чистовое нарезание зубьев можно производить после окончательной термообработки заготовки.

Сочетание термообработанных материалов для шестерни и колеса могут дать прирабатывающиеся или неприрабатывающиеся пары (табл. 3.1).

Таблица 3.1

Шестерня	Колесо	Пара
Улучшение Поверхностная закалка	Нормализация Улучшение	Прирабатывающаяся
Нитроцементация Цементация Цианирование Азотирование	Улучшение
Закалка Нитроцементация Цементация Цианирование Азотирование	Закалка Нитроцементация Цементация Цианирование Азотирование	Неприрабатывающаяся

Поверхности нормализованных и улучшенных зубьев хорошо прирабатываются, в результате чего погрешности, допущенные при нарезании зубьев и при сборке передачи, частично устраняются. К недостаткам улучшенных и нормализованных зубчатых колес следует отнести их сравнительно невысокую контактную прочность, вследствие чего передачи с такими колесами получаются больших размеров. Улучшенные и нормализованные колеса используются в передачах, вес и габаритные размеры которых строго не ограничены.

Зубчатые колеса с твердостью поверхностей зубьев НВ>350 применяют в средне- и высоконагруженных зубчатых передачах с целью уменьшения их габаритов.

Механические свойства материалов для шестерни и колеса должны быть взаимно увязаны. Зубья шестерни более нагружены. Поэтому необходимо, чтобы материал шестерни имел более высокий предел выносливости, чем материал колеса. Для прямозубых колес разность твердостей шестерни и колеса должна составлять не менее 20 ÷ 30 единиц по Бринеллю.

НВ_{1 min} – НВ_{2 max} = 20 ÷ 30 (3.1)

Для прирабатывающихся косозубых колес, при условии высокой чистоты обработки зубьев шестерни, твердость НВ₁ рабочих поверхностей ее зубьев желательна возможно большая. Чем больше величина НВ₁, тем больше несущая способность передачи по критерию контактной выносливости.

Для неприрабатывающихся зубчатых передач обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется.

Характеристики механических свойств сталей, применяемых для зубчатых колес при различной термообработке, приведены в табл. 3.2.

При выборе марки стали следует помнить, что получение нужных механических характеристик зависит не только от температурного режима термообработки, но и от размеров заготовки D и S.

Таблица 3.2

Марка стали	Размеры, мм		НВ (сердцевина)	HRC (поверхн.)	σв, МПа	σт, МПа	Термическая обработка
	Шест. D	Колесо S
45	Любой	Любая	179 – 207	-	600	320	Нормализация
45	≤125	≤80	235 – 262	-	780	540	Улучшение
40Х	≤200	≤125	235 – 262	-	790	640	Улучшение
40Х	≤125	≤80	269 – 302	45 ÷ 50	900	750	Улучш.+зак.Т.В.Ч.
35ХМ	≤315	≤200	235 – 262	-	800	670	Улучшение
35ХМ	≤200	≤125	269 – 302	57 ÷ 63	1000	850	Улучш.+нитроцем.
35ХМ	≤200	≤125	269 – 302	50 ÷ 56	920	790	Улучш.+зак.Т.В.Ч.
40ХН	≤315	≤200	235 – 262	-	800	630	Улучшение
40ХН	≤200	≤125	269 – 302	50 ÷ 56	920	750	Улучш.+зак.Т.В.Ч.
45ХЦ	≤315	≤200	235 – 262	-	830	660	Улучшение
45ХЦ	≤200	≤125	269 – 302	50 ÷ 56	950	780	Улучш.+зак.Т.В.Ч.
20ХНМ	≤200	≤125	300 – 400	57 ÷ 63	1000	800	Улучш.+цем.+закал.
12ХНЗА	≤20	≤125	300 – 400	57 ÷ 63	1000	800	То же
18ХГТ	≤200	≤125	300 – 400	57 ÷ 63	1000	800	То же
12ХН2	≤200	≤125	300 – 400	57 ÷ 63	800	600	То же
30ХГТ	≤200	≤125	300 – 400	57 ÷ 63	1100	800	То же
20Х2НУА	≤200	≤125	300 – 400	57 ÷ 63	1300	1100	То же
25ХГНМ	≤200	≤125	300 – 400	57 ÷ 63	1000	800	То же
40ХНМА	≤125	≤80	269 – 302	50 ÷ 60	980	780	Улучш.+азотир.
30ХГТ	≤200	≤125	300 – 400	57 ÷ 63	1100	800	Улучш.+нитроцем.+зак.
30ХМА	≤200	≤125	250 – 350	48 ÷ 55	950	750	Закалка Т.В.Ч.
35ХМА	≤200	≤125	250 – 350	48 ÷ 55	1000	850	Закалка Т.В.Ч.
35Л	Любой	Любая	163 – 207	-	550	270	Нормализация
45Л	≤315	≤200	207 – 235	-	680	440	Улучшение
50ГЛ	≤315	≤200	235 – 262	-	850	600	Улучшение

Наилучшее качество работы червячной передачи обеспечивают червяки, изготовленные как из цементируемых сталей (см. табл. 3.2) с твердостью после термообработки HRC 57÷63, так и среднеуглеродистых сталей с поверхностной или объемной закалкой до твердости HRC 50÷55. При этом необходима высокая степень шероховатости рабочих поверхностей червяка, которая достигается шлифованием и полированием. Улучшенные, нормализованные и чугунные червяки применяют во вспомогательных, тихоходных и малонагруженных передачах.

Червячные колеса изготовляют из материалов, обладающих хорошими противозадирными и антифрикционными свойствами (табл.3.3)

Таблица 3.3

Материал колеса	Способ отливки	Механические свойства, МПа
		σВ	σТ
Бр. ОФ 10-1	В землю	200	120
Бр. ОФ 10-1	В кокиль	260	150
Бр. ОНФ	Центробежный	290	170
Бр. АЖ 9-4	В землю	400	200
СЧ 12-28	В землю	120	-
СЧ 15-32	В землю	150	-
СЧ 18-36	В землю	180	-

Оловянистые бронзы считаются лучшим материалом для червячных колес, однако они дороги и дефицитны. Их применение ограничивают наиболее ответственными передачами с большими скоростями скольжения V_s≤25м/с.

Безоловянистые бронзы обладают повышенными механическими характеристиками, но имеют пониженные противозадирные свойства. Их применяют в паре с твердыми червяками для передач при скоростях скольжения V_s≤6м/с.

Чугун серый допускают для применения при скоростях скольжения V_s≤2м/с.

4. ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

1. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость (σ_нр), МПа, при расчете на выносливость определяют по формуле

(4.1)

В качестве допускаемого контактного напряжения σ_нр для прямозубых передач, а также для косозубых с небольшой разностью твердости зубьев шестерни и колеса принимается меньшее из двух допускаемых напряжений, определенных по материалу шестерни σ_нр1 , и колеса σ_нр2.

В качестве допускаемого контактного напряжения σ_нр для косозубой (шевронной) с большой разностью твердости зубьев шестерни и колеса и для конической передач принимается условное допускаемое напряжение, определяемое по формуле

(4.2)

При этом должно выполняться условие

σ_нр ≤1,23 σ_{нр min} – косозубые (шевронные) передачи;

σ_нр ≤1,15 σ_{нр min} – конические передачи,

где σ_{нр min} – меньшее из значений σ_нр1 и σ_нр2.

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев σ_{н limв}., соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений N_но (рис. 4.1). На рис.4.2 изображен график для пересчета единиц твердости HRC и HV в единицы НВ.

Коэффициент безопасности для зубчатых колес с однородной структурой материала (нормализация, улучшение, объемная закалка) S_н=1,1; для зубчатых колес с неоднородной структурой материала (поверхностная закалка, цементация, азотирование) S_н=1,2. Для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, значения коэффициентов безопасности следует увеличить до S_н=1,25 и S_н=1,35 соответственно.

Коэффициент Z_R, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Значение Z_R, общее для шестерни и колеса, принимают для того из зубчатых колес пары, зубья которого имеют более грубые поверхности:

при R_a 1,25 ÷ 0,63 Z_R=1;

при R_a 2,5 ÷ 1,25 Z_R=0,95;

при R_a 40 ÷ 10 Z_R=0,9.

Таблица 4.1

Способы термической и химико-термической обработки зубьев	Твердость поверхностей зубьев	Группа сталей	σн limв, МПа
Нормализация или улучшение	≤НВ 350	Углеродистая или легированная	2НВ+70
Объемная закалка	HRC 38÷50		18НRC+150
Поверхностная закалка	HRC 40÷50		17НRC+200
Цементация и нитроцементация	>HRC 56	Легированная	23НRC
Азотирование	HV 550÷750		1050
Примечание. В расчет принимают среднее значение твердости в пределах допускаемого отклонения

Рис. 4.1 – Базовое число циклов в зависимости от твердости

Коэффициент Z_V, учитывающий окружную скорость, определяют по графику рис. 4.3

Рис. 4.2 – Номограмма для перевода чисел твердости

Рис. 4.3 – Коэффициент окружной скорости

Коэффициент долговечности K_HL определяют по графику рис. 4.4 в зависимости от отношения N_HE/N_HO, где N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений; N_HO – базовое число циклов перемены напряжений, определяют по графику рис. 4.1 в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев (при Н>HRC56 принимают N_HO=120∙10⁶).

Рис. 4.4

При однородной структуре зуба принимают

1≤ K_HL ≤2,6.

При поверхностном упрочнении принимают

1≤ K_HL ≤1,8.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при работе передачи с постоянной нагрузкой

N_HE=60∙с∙n∙t, (4.3)

где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса (с равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым);

n – частота вращения зубчатого колеса, мин ^-1;

t =24∙К_сут∙365∙К_год∙L – расчетный срок службы, ч;

К_сут – коэффициент нагрузки в сутки;

К_год – коэффициент нагрузки в году;

L – срок службы в годах.

Постоянный режим нагрузки является наиболее тяжелым для передачи. Этот худший случай нагрузки принимают за расчетный также для неопределенных режимов нагрузки, например, редуктор общего назначения может быть использован в самых различных условиях.

При работе передачи с переменными нагрузками и постоянной частотой вращения валов (рис. 4.5),

, (4.4)

где Т₁ – номинальный крутящий момент;

Т_i – долевые крутящие моменты в течение времени t_i.

Рис. 4.5

Кратковременные перегрузки, в том числе и пусковые (Т_max), с продолжительностью их действия не более 0,3% суммарного рабочего времени, при расчетах зубчатых передач на усталостную прочность не учитывают. По этим нагрузкам выполняют проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках.

Если при переменной нагрузке зубьев N_HE/N_HO>1, то K_HL=1.