Последовательность проектировочного расчета

1. Определяют величины, входящие в правую часть формулы (3.7), соответственно для прямозубых или косозубых передач; при этом передаваемый момент Т₂ входит в число заданных (исходных) величин; коэффициент K_Hbи допускаемое напряже­ние [s_Н] находят по приведенным выше данным; передаточное число u равно отношению чисел зубьев колеса и шестерни; так как z₁ и z₂ в начале расчета еще не установлены, то принимают

где угловые скорости w₁, w₂ или частоты вращения n₁, п₂обусловлены заданием. Если поставлено условие придерживаться стандартных значений и, то следует округлить вычисленное значение и до величины по ГОСТ 2185-66:

1-й ряд: 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0;

2-й ряд: 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9.0; 11,2.

Первый ряд следует предпочитать второму.

Стандартные значения передаточного числа следует рас­сматривать как номинальные. В дальнейшем при установлении значений z₁ и z₂ уточняют фактическую величину u.

Коэффициенты ширины венца y_ba рекомендуется выбирать из ряда по ГОСТ 2185-66: 0,10; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,40; 0,50; 0,63; 0,80; 1,00; 1.25.

Для прямозубых колес рекомендуется ограничивать y_ba£0,25; для косозубых предпочтительно принимать y_ba = 0,25 ¸ 0,63, проверяя (при y_ba < 0,4) выполнение условия

2. Определяют межосевое расстояние a_w по формуле (3.7) и округляют его до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 (в мм):

1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240.

Первый ряд следует предпочитать второму.

3. Выбирают модуль в интервале (0,01—0,02) a_w и вырав­нивают его по ГОСТ 9563-60* (в мм):

1-й ряд: 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.

Первый ряд следует предпочитать второму.

Для косозубых колес стандартным модулем считают нор­мальный т_п. Для шевронных колес стандартным модулем мо­жет быть как нормальный модуль т_n так и окружной m_t.

4.Определяют суммарное число зубьев z_S = z₁ + z₂.

Для колес со стандартным окружным модулем (прямозубых и шевронных)

(3.11)

Для косозубых и шевронных со стандартным нормальным модулем

(3.12)

Угол наклона линии зуба b принимают для косозубых колес в интервале b = 8¸15^о, для шевронных b = 25¸40^о (до 45^о).

5. Определяют числа зубьев шестерни и колеса:

(3.13)

По округленным значениям z₁и z₂ уточняют передаточное число

Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не должно превышать 2,5 % при u £ 4,5 и 4 %при и > 4,5.

После всех указанных округлений необходимо проверить межосевое расстояние: для прямозубых и шевронных колес со стандартным окружным модулем

(3.14)

обычно такая проверка подтверждает отсутствие расхождения; для косозубых и шевронных колес с нормальным стандартным модулем

(3.15)

При проверке может обнаружиться несоответствие полу­ченного результата с ранее принятым значением a_w по стандарту. В этом случае надо устранить расхождение изменением угла b:

	(3.16)

Вычисление надо выполнять с точностью до пяти знача­щих цифр. Затем рекомендуется проверить расчеты, определив

(3.17)

с точностью до сотых долей миллиметра, и убедиться, что принятое ранее

6. Возможен иной вариант расчета: задаются числом зубьев шестерни: оно должно быть не меньше z_min по условию отсут­ствия подрезания: для прямозубых колес

для косозубых и шевронных

Затем определяют

или

(3.18)

округляют полученные значения и далее ведут расчет так же, как описано выше.

После установления окончательных размеров шестерни и колеса необходимо проверить величину расчетных контактных напряжений [см. формулу (3.4), а также формулы (3.5) и (3.6)], так как после округлений и уточнений размеров пере­дачи коэффициенты Z_М , Z_Н, Z_e и К_Н могут быть выражены точнее, чем это было принято в предварительном проектиро­вочном расчете.

Коэффициент Z_М для стальных колес был определен выше

Подстановка этого значения Z_М в формулу (3.4) и значения приводит ее к виду

(3.19)

Значения величин, входящих в эту формулу, и единицы их измерения были указаны в пояснениях к формуле (3.4). Но так как в предварительных расчетах коэффициенты Z_e и К_Н опре­делялись ориентировочно, то в проверочных расчетах их необ­ходимо уточнить:

для прямозубых передач

Значении коэффициента

К_Нa , для косозубых и шевронных передач

Степень точности	Окружная скорость v, м/с
до 1
	1,02 1,06 1,1	1,02 1,05 1,09 1,16	1,03 1,07 1,13 _	1,04 1,10 – –	1,05 1,12 – –
Примечание. Для прямозубых колес КНa = 1.

3.5. Значения коэффициента К_Нb

	Твердость поверхности зубьев
НВ < 350	НВ > 350
I	II	III	I	II	III
0,4	1,15	1,04	1,0	1,33	1,08	1,02
0,6	1,24	1,06	1,02	1,50	1,14	1,04
0,8	1,30	1,08	1,03	—	1,21	1,06
1,0	—	1,11	1,04	—_	1,29	1,09
1,2	—	1,15	1,05	—	1,36	1,12
1,4	—	1,18	1,07	—	—	1,16
1,6	—	1,22	1,09	—	—_	1,21
1,8	—	1,25	1,11	—	—	—
2,0	—	1,30	1,14	—	—	—
Примечание. Данные, приведенные в столбце I, относятся к передачам с консольным расположением зубчатого колеса: II — к передачам с несимметричным расположением колес по отношению к опорам: III — к передачам с симметричным расположением.

для косозубых передач

где торцовый коэффициент перекрытия

Для уточнения величины коэффициента К_Н = К_Нa К_Нb К_Нv, служат табл. 3.4, 3.5 и 3.6.

При проверочном расчете по контактным напряжениям можно внести уточнения, введя в формулу (3.9) ряд дополни­тельных множителей:

3.6. Значения коэффициента К_Нv,

Передача	Твердость НВ поверхности зубьев	Окружная скорость v, м с
до 5
Степень точности
Прямозубая   Косозубая и шев- ронная	£ 350 > 35"0 £ 350 > 350	1,05 1,10 1,0 1,0	— — 1,01 1,05	— — 1,02 1,07	— — 1,05 1,10

(3.20)

Здесь s_{Н lim b} и К_hl имеют те же значения, что и в формуле (3.9); те же значения имеет коэффициент безопасности [S_H].

Коэффициент Z_R учитывает влияние шероховатости сопря­женных поверхностей: Z_R = 1,0 при Ra — 0,63¸1,25 мкм (бо­ковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степени точ­ности); z_r = 0,95 при Ra = 1,25¸2,5 мкм (боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности); z_r = 0,9 при R_Z = 10¸20 мкм (боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности).

Коэффициент Z_v, учитывающий влияние окружной скорости, определяют в точных расчетах по графикам и эмпирическим зависимостям, приведенным в ГОСТ 21354-75; при курсовом проектировании можно принимать достаточно точные средние значения:

Твердость НВ поверхности зубьев	Коэффициент Zv, при v, м/с
£ 350 > 350	1,0 1,0	1,04 1,02	1,07 1,03	1,10 1,05

Коэффициент K_L, учитывающий влияние смазочного материала для закрытых передач, принимают равным единице.

Коэффициент К_хН, учитывающий влияние размеров колеса, принимают равным единице для колес диаметром d₂ £ 700 мм; при большем диаметре

Для закрытых передач, работающих со скоростями до 5-10 м/с и имеющих d₂ £ 700 мм, произведение коэффи­циентов Z_R Z_v K₁K _xH оказывается близким к единице. Поэтому в этих случаях можно и при проверочном расчете при­нимать значение [s_Н], полученное по формуле (3.9).

Передачи, работающие с кратковременными перегруз­ками (пиковыми нагрузками), следует проверять на отсутствие пластических деформаций или хрупкого разрушения рабочих поверхностей зубьев; максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле

(3.21)

оно не должно превышать предельного допускаемого напря­жения [s_{H пр}], принимаемого для стальных колес при твер­дости НВ £ 350 равным 3,1s_т и при НВ > 350 равным 4l,3 HRC; в формуле (3.21) s_Н - расчетное напряжение в поверхностном слое зубьев, определяемое по формуле (3.19); Т_{2 max} и Т₂ — максимальный (пиковый) и номиналь­ный моменты на валу колеса.