Проверочный расчет на контактную прочность при действии пиковой нагрузки
В целях предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение 
при действии пикового момента 
не должно превышать допускаемого напряжения 
:
.
где 
– коэффициент перегрузки, 
; 
– контактное напряжение при действии момента Т, вычисленное при расчетах на выносливость.
Коэффициент перегрузки является одним из показателей, характеризующих режим нагружений, его значение должно быть указано в исходных данных. Пиковая нагрузка может быть задана в циклограмме моментов.
В типовые режимы нагружений не включены пиковые нагрузки, поэтому они указываются отдельно. Если не задано, то в первом приближении принимают:
где 
– отношение максимального момента электродвигателя к номинальному, выбираемое по каталогу или справочнику.
Проверочный расчет на изгибную прочность при действии пиковой нагрузки
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба 
, при действии пикового момента не должно превышать допускаемое:
где 
– напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на выносливость.
Проверке подлежат зубья шестерни и колеса в отдельности.
9.14 Результаты проектного расчета представляют в виде табл. 9.3, используемой для оформления чертежей зубчатых колес.
Таблица 9.3
Параметры зубчатых колес
| Параметр | Обозначение | Значение параметра | |
| шестерни | колеса | ||
| Модуль | m | ||
| Число зубьев | z | ||
| Угол наклона | b | ||
| Направление линии зуба | – | правое | левое |
| Стандарт на исходный контур | – | ГОСТ 13755-81 | |
| Коэффициент смещения | x | ||
| Степень точности по ГОСТ 1643-81 | – | ||
| Делительный диаметр | d |
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
И РЕЕЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
10.1 Открытые цилиндрические передачи выполняют только прямозубыми и применяют при v < 2 м/с. Степень точности их изготовления по нормам плавности контакта обычно 9-я (по ГОСТ 1643-81),
Основные размеры передач 
, 
, 
и 
определяют из расчета на контактную прочность. При расчете принимают допускаемые напряжения:
и 
.
При любой твердости рабочих поверхностей зубьев открытые передачи считают прирабатывающимися. Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение модуля рекомендуется принимать в 1,5...2 раза больший, чем для закрытых передач тех же размеров.
10.2 Исходные данные для расчета реечных прямозубых передач:
· 
– осевая сила на рейке (окружная сила на шестерне), Н;
· v – поступательная скорость движения рейки (окружная скорость шестерни), м/с;
· схема положения шестерни относительно опор.
Предварительное значение делительного диаметра шестерни, мм:
.
Определяют 
(см. п. 6.1) и 
(см. п. 8); 
= 0,4...0,6. Меньшее значение – при консольном положении шестерни относительно опор.
Модуль передачи, мм:
,
где определяют 
(см. п. 6.2) и 
(см. п. 8). Полученное значение m' округляют до ближайшего большего (согласно ГОСТ 9563-60).
Число зубьев шестерни:
.
Если 
< 14, то надо увеличить до 14, а 
до 
или принять 
= < 14, при этом шестерню необходимо нарезать с положительным смещением инструмента (х > 0).
Делительный диаметр шестерни, мм:
.
Частота вращения шестерни, об/мин:
.
11 ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА СООСНЫХ РЕДУКТОРОВ
Межосевое расстояние редуктора определяют из расчета зубчатой передачи тихоходной ступени (см. п. 9). После чего определяют коэффициент ширины быстроходной ступени:
,
где 
= 410 – для косозубых и шевронных зубчатых колес, = 450 – для прямозубых;
– передаточное число быстроходной ступени;
– коэффициент нагрузки быстроходной ступени (можно принять равным тихоходной ступени);
– допускаемое напряжение для быстроходной ступени (см. в п. 6.1).
Если полученное значение 
меньше 0,2, то его следует принять равным 0,2.
Расчет остальных параметров быстроходной ступени согласно п. 9 «Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи».