1.1. Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс

Материалы для колёс выбираем по таблице 1 Приложения.

1.2. Определение допускаемых напряжений при изгибе зубьев

Допускаемые напряжения определяются с учётом фактического числа циклов нагружения.

где допускаемое напряжение при изгибе, соответствующее базовому числу циклов нагружений (таблица 3);

N_F0 - базовое число циклов нагружений;

N_FE - фактическое число циклов нагружений в течение заданного срока службы механизма;

n = 6 - для колёс из незакаленных сталей и других мягких материалов;

n = 9 - для колёс из закаленных сталей.

При расчёте на изгиб принимается для зубчатых колёс, выполненных из сталей N_F0 = 4∙10⁶, для зубчатых колёс из других материалов N_F0 = 3∙10⁶.

При расчёте N_FE исходят из того, что за каждый оборот колеса каждый зуб испытывает один цикл нагружения.

N_FE = 60 n T,

где n – частота вращения зубчатого колеса, об/мин;

T – время работы передачи за срок службы механизма, час.

Если N_FE < N_F0, то принимают N_FE = N_F0.

Если N_FE < 2,5∙10⁷, то принимают N_FE = 2,5∙10⁷.

В обоих случаях пересчитывается возможный срок службы механизма.

1.3. Определение числа зубьев шестерни, колеса и уточнение передаточного числа

Задаётся число зубьев шестерни Z₁ - оно должно быть не меньше Z_min по условию отсутствия подрезания. Для прямозубых колёс Z_min = 17;

для косозубых и шевронных Z_min = 17 cos³β;

угол наклона линии зуба β принимается для косозубых колёс в пределах β = 8÷15⁰;

для шевронных β = 25÷40⁰;

число зубьев колеса Z₂ = Z₁u округляется до целого числа.

Фактическое передаточное число u_ф = Z₂/Z₁, не должно отличаться от требуемого более чем на 2,5% при u ≤ 4,5 и 4% при u ≥ 4,5.

1.4. Определение модуля зацепления

Нормальный модуль зацепления определяется из условия прочности зубьев на изгиб [3], [5].

где значения M и Z можно брать как по шестерне, так и по колесу, т.е. следует подставлять либо M₁ - вращающий момент на валу шестерни и Z₁ -число зубьев шестерни, либо M₂ - вращающий момент на валу колеса и Z₂ -число зубьев колеса;

K_изн - коэффициент, учитывающий уменьшение толщины зуба в его сечении вследствие износа (таблица 2 Приложения);

K_F - коэффициент нагрузки K_F = K_FV ∙ K_Fβ, где K_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

K_FV - коэффициент динамичности, учитывающий динамическое действие нагрузки.

Коэффициент K_Fβ = 1 при расположении зубчатого колеса симметрично относительно опор вала; K_Fβ = 1,1 при расположении зубчатого колеса вблизи одной из опор; K_Fβ = 1,1 при расположении зубчатого колеса консольно. Ориентировочно значение коэффициента K_FV выбирается в зависимости от степени точности зубчатых колёс (таблицы 3, 4 Приложения);

K_FL - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямых зубчатых колёс может быть принято K_FL = 0,7 и для косозубых колёс K_FL = 0,8;

Y_F - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям определяется по таблице 5 Приложения в зависимости от зубьев колеса (шестерни) - для прямозубых колёс и от фиктивного числа зубьев – для косозубых зубчатых колёс;

Y_β = 1 - (β/140) – коэффициент, учитывающий погрешность расчётной схемы при расчёте на изгиб зубьев косозубого зубчатого колеса; для прямозубых колёс Y_β = 1,0;

Ψ_bm =b/m_n, где b - ширина венца зубчатого колеса.

Для открытых зубчатых передач обычно Ψ_bm = 10 ÷ 15.

Расчёт выполняется по зубчатому колесу, для которого отношение [σ]_F/Y_F меньше.

Полученное расчётное значение m_n округляют до ближайшего стандартного значения модуля по СТ СЭВ 310-76 (таблица 6 Приложения)