Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи
Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств [1] :
- для прямозубых колёс
;
- для косозубых колёс
где ZH - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, 
.
Все геометрические параметры рассчитываемых колёс определены в п.2.4. Для косозубой передачи дополнительно рассчитывают 
- коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи по формуле [1]:
Здесь также знак "+" относится к передачам внешнего зацепления, а "-" -внутреннего зацепления.
Рассчитывают (или уточняют) величину вращающего момента Т1 в Нмм на шестерне проверяемой передачи:
,
где - КПД передачи, он учитывает потери мощности в зубчатой передаче; обычно = 0,97.
Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки 
необходимо по табл. 2.6 назначить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении
, м/с.
Таблица 2.6
Степени точности зубчатых передач
| Степень | Окружные скорости вращения колёс V, м/с | ||
| точности | прямозубых | косозубых | |
| цилиндрических | конических | цилиндрических | |
| до 15 | до 12 | до 30 | |
| до 10 | до 8 | до 15 | |
| до 6 | до 4 | до 10 | |
| до 2 | до 1,5 | до 4 |
Затем по табл. 2.7 находят значение коэффициента 
для рассчитываемой передачи.
В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. Однако практически ошибки нарезания зубьев могут устранить двухпарное зацепление, и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор, который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Это учитывают коэффициентом KH , назначаемым из табл. 2.8.
Таблица 2.7
Значения коэффициентов KHv и KFv
| Степень точнос- ти | Твёрдость поверхнос- тей зубьев | Коэф- фици- енты | Окружная скорость | |||||
| V , м/с | ||||||||
| 1.03 | 1.06 | 1.12 | 1.17 | 1.23 | 1.28 | |||
| KHv | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | 1.06 | 1.07 | ||
| а | 1.06 | 1.13 | 1.26 | 1.40 | 1.53 | 1.67 | ||
| KFv | 1.02 | 1.05 | 1.10 | 1.15 | 1.20 | 1.25 | ||
| 1.02 | 1.04 | 1.07 | 1.10 | 1.15 | 1.18 | |||
| б | KHv | 1.00 | 1.00 | 1.02 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | |
| 1.02 | 1.04 | 1.08 | 1.11 | 1.14 | 1.17 | |||
| KFv | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | 1.06 | 1.07 | ||
| 1.04 | 1.07 | 1.14 | 1.21 | 1.29 | 1.36 | |||
| KHv | 1.02 | 1.03 | 1.05 | 1.06 | 1.07 | 1.08 | ||
| а | 1.08 | 1.16 | 1.33 | 1.50 | 1.67 | 1.80 | ||
| KFv | 1.03 | 1.06 | 1.11 | 1.16 | 1.22 | 1.27 | ||
| 1.03 | 1.05 | 1.09 | 1.14 | 1.19 | 1.24 | |||
| б | KHv | 1.00 | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.03 | 1.04 | |
| 1.03 | 1.05 | 1.09 | 1.13 | 1.17 | 1.22 | |||
| KFv | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.05 | 1.07 | 1.08 | ||
| 1.04 | 1.08 | 1.16 | 1.24 | 1.32 | 1.40 | |||
| KHv | 1.01 | 1.02 | 1.04 | 1.06 | 1.07 | 1.08 | ||
| а | 1.10 | 1.20 | 1.38 | 1.58 | 1.78 | 1.96 | ||
| KFv | 1.03 | 1.06 | 1.11 | 1.17 | 1.23 | 1.29 | ||
| 1.03 | 1.06 | 1.10 | 1.16 | 1.22 | 1.26 | |||
| б | KHv | 1.01 | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | 1.05 | |
| 1.04 | 1.06 | 1.12 | 1.16 | 1.21 | 1.26 | |||
| KFv | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.05 | 1.07 | 1.08 | ||
| 1.05 | 1.10 | 1.20 | 1.30 | 1.40 | 1.50 | |||
| KHv | 1.01 | 1.03 | 1.05 | 1.07 | 1.09 | 1.12 | ||
| а | 1.13 | 1.28 | 1.50 | 1.77 | 1.98 | 2.25 | ||
| KFv | 1.04 | 1.07 | 1.14 | 1.21 | 1.28 | 1.35 | ||
| 1.04 | 1.07 | 1.13 | 1.20 | 1.26 | 1.32 | |||
| б | KHv | 1.01 | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | 1.05 | |
| 1.04 | 1.07 | 1.14 | 1.21 | 1.27 | 1.34 | |||
| KFv | 1.01 | 1.02 | 1.04 | 1.06 | 1.08 | 1.09 |
Примечания: 1. Твёрдость поверхностей зубьев
2. Верхние цифры относятся к прямым зубьям, нижние –
к косым зубьям.
Таблица 2.8
| Окружная скорость V , м/с | Cтепень точности | KH | KF | ||
| 1.03 | 1.07 | ||||
| До 5 | 1.07 | 1.22 | |||
| 1.13 | 1.35 | ||||
| 5-10 | 1.05 | 1.20 | |||
| 1.10 | 1.30 | ||||
| 10-15 | 1.08 | 1.25 | |||
| 1.15 | 1.40 |
Если в результате проверки выявится существенная недогрузка (свыше 10 %) передачи, то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колёс возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по соотношению 
.
Уточнённое значение рабочей ширины венца рекомендуется округлить до нормального линейного размера (по табл.2.5).
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба. Расчёт выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров.
Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба F и допускаемых напряжений [F]:
для прямозубых колёс
и для косозубых колёс
,
где 
- коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба, 
. Здесь Y -коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии на зубе к основанию зуба, 
, где b подставляют в градусах. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями KF назначают по табл. 2.8.
Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле
, Н.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта KF определяют по графикам рис. 2.7 в, аналогично рассмотренному выше определению значения коэффициента KH .
Коэффициент формы зуба YF для прямозубых колёс назначают по табл. 2.9 в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс 
- для косозубых колес. Табл. 2.9 составлена для случая отсутствия смещения зуборезного инструмента (x=0) при зубонарезании.
Если при проверочном расчёте рабочие напряжения изгиба 
в зубьях колёс оказываются значительно меньшей величины, чем допускаемые напряжения 
, то для закрытых передач это вполне допустимо, так как нагрузочная способность таких передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев.
Таблица 2.9
Коэффициент формы зуба YF
| Z или ZV | YF | Z или ZV | YF | Z или ZV | YF | Z или ZV | YF | Z или ZV | YF | Z или ZV | YF | ||
| 4,28 | 3,92 | 3,80 | 3,66 | 3,61 | 3,62 | ||||||||
| 4,27 | 3,90 | 3,78 | 3,65 | 3,61 | 3,63 | ||||||||
| 4,07 | 3,88 | 3,75 | 3,68 | 3,60 | |||||||||
| 3,98 | 3,81 | 3,70 | 3,62 | 3,60 |
2.5. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой
передачи
Учитывая условия и характер работы открытых передач (недостаточная защищённость от загрязнения абразивными частицами и увеличенный абразивный износ при плохой смазке, большие деформации валов, что приводит к увеличению зазоров в зацеплении, возрастанию динамических нагрузок, к понижению прочности изношенных зубьев вследствие уменьшения площади их поперечного сечения и, как следствие, к поломке зубьев), данные передачи рекомендуют рассчитывать по напряжениям изгиба. В этих передачах выкрашивание не наблюдается, так как поверхностные слои зубьев изнашиваются и удаляются раньше, чем появляются усталостные трещины.
Для проектного расчёта открытых передач по напряжениям изгиба определяют модуль зацепления из выражений [1]:
для прямозубых колес
для косозубых колес
Здесь:
- число зубьев шестерни открытой передачи (см. исходные данные);
- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля, рекомендуют назначать для открытых передач bm = 10...15;
[F1] - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни, Н/мм2, определяют в соответствии с п.2.2. («Расчет допускаемых напряжений»);
Т3 - момент на шестерне, Нмм; 
;
- определяют по п.2.5. («Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба»);
КF - смотри рис. 2.3, б;
YF3 - смотри табл. 2.9.
Полученное значение модуля округляют в большую сторону до значения из стандартного ряда модулей (см. п.2.4).
Зная значение модуля, определяют геометрические размеры шестерни :
диаметр делительный - 
или 
диаметр вершин зубьев - 
диаметр впадин зубьев - 
ширина венца - 
Точность вычисления диаметров шестерни до 0,001 мм, значение ширины зубчатого венца округляют до целого числа по нормальным линейным размерам (см. табл. 2.5). Проверочный расчет такой передачи по контактным напряжениям выполняют в соответствии с п.2.5. («Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи»).
ПЛАНЕТАРНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Планетарными называют передачи, имеющие зубчатые колёса с перемещающимися осями [8,29]. Эти подвижные колёса подобно планетам Солнечной системы вращаются вокруг своих осей и одновременно перемещаются вместе с осями, совершая плоское движение, называются они сателлитами (лат. satellitum – спутник). Подвижные колёса катятся по центральным колёсам (их иногда называют солнечными колёсами), имея с ними внешнее, а с корончатым колесом внутреннее зацепление. Оси сателлитов закреплены в водиле и вращаются вместе с ним вокруг центральной оси.
Планетарные передачи имеют ряд преимуществ перед обычными:
+ большие передаточные отношения при малых габаритах и массе;
+ возможность сложения или разложения механической мощности;
+ лёгкое управление и регулирование скорости;
+ малый шум вследствие замыкания сил в механизме.
В планетарных передачах широко применяют внутреннее зубчатое зацепление с углом aw = 30о.
Для обеспечения сборки планетарных передач необходимо соблюдать условие соосности (совпадение геометрических центров колёс); условие сборки (сумма зубьев центральных колёс кратна числу сателлитов) и соседства (вершины зубьев сателлитов не соприкасаются друг с другом).
Зубчатые колёса планетарных передач рассчитываются по тем же законам, что и колёса обычных цилиндрических передач [39].