Расчеты механических передач (стр. 11 )

При используемых для изготовления зубчатых колес материалах изгибную прочность зубьев часто можно обеспечить очень мелкими модулями.

Практически мелкомодульные зубчатые колеса в редукторостроении для силовых передач не применяются, так как они очень чувствительны к износу, дефекту материала, перегрузкам. Сложен их контроль. Поэтому модуль обычно не рассчитывают, а назначают из стандартного ряда (ГОСТ 9563-60), используя одну из следующих рекомендаций.

1 Примерное значение модуля в передаче стальными цилиндрическими колесами: при ; при , где а – межосевое расстояние передачи.

2 В редукторных передачах незакаленными цилиндрическими зубчатыми колесами , закаленными цилиндрическими зубчатыми колесами – . В коробках скоростей – , где в – ширина зубчатого венца колеса.

3 Желательно, чтобы модуль обеспечивал число зубьев шестерни не ниже минимально возможного из условия отсутствия подрезания. При коэффициенте коррекции для прямозубых цилиндрических колес , для косозубых – , для прямозубых конических – , для косозубых конических и колес с круговыми зубьями – , где  – угол наклона зуба, а – полуугол при вершине начального конуса.

Лучше иметь на шестерне число зубьев на 3–5 больше от минимально возможного значения.

4 В передаче прямозубыми цилиндрическими зубчатыми колесами назначенный модуль должен обеспечивать условие

– целое число,

в передаче косозубыми –

– целое число.

После округления чисел зубьев до целого числа уточняется угол .

В случае неудовлетворительного результата проверочного расчета на изгибную прочность модуль должен быть увеличен.

5 При межосевом расстоянии, назначенном из условия контактной прочности зубьев, и модуле, назначенном по рекомендациям предыдущего пункта, числа зубьев находятся расчетом:

– с округлением до ближайшего целого числа;

.

Фактическое передаточное число может оказаться отличным от заданного, но погрешность не должна превышать 2,5% при и 4% - при .

6 Расчеты цилиндрических зубчатых передач на контактную усталостную прочность основываются на следующем условии:

(14)

Заменяя ; ; и решая относительно межосевого расстояния, можно получить:

(15)

где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

Для прямозубых колес при .

Для косозубых – при ;; .

Для шевронных – при ; º; .

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.

При модулях упругости стали , чугуна – , коэффициенте Пуассона – численные значения приведены в табл. 19.

Таблица 19 – Значения

Сочетание материалов
Сталь-сталь	275
Сталь-чугун	200

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

где , ,

здесь – торцевой коэффициент перекрытия:

. (16)

Приближенные значения :

·  для прямозубых колес – ;

·  для косозубых и шевронных колес –.

– средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием момента.

– средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности.

Значения коэффициентов представлены в табл. 20.

Таблица 20 – Значения средних суммарных коэффициентов ,

Сочетание материалов	Вид передачи	,	,
Сталь-сталь	Прямозубая	460	9,75×103
Косозубая	420	8,9×103
Шевронная	410	8,7×103
Сталь-чугун	Прямозубая	370	7,85×103
Косозубая	335	7,1×103
Шевронная	325	6,9×103

7 Из анализа коэффициентов, приведенных в табл. 20, следует, что для ориентировочного расчета зубчатых передач косозубыми и шевронными зубчатыми колесами могут быть использованы формулы для расчета передач прямозубыми колесами в предположении, что нагрузочная способность последних в среднем в 1,4 раза выше, чем прямозубых.

Повышенная нагрузочная способность косозубых и шевронных зубчатых колес связана с торцевым перекрытием зубьев (возможностью ввести в зацепление два и более зубьев), незначительным колебанием суммарной длины контактных линий и рядом других особенностей зацепления. Приведенная рекомендация справедлива при обычно принимаемых углах наклона зуба (косозубые – ; шевронные – ) и торцевом перекрытии хотя бы одной пары зубьев, т. е. выполнении условия: