2.7. Расчет зубчатых передач

Расчетным параметром зубчатых передач является номи­нальный крутящий момент, равный произведению номинального усилия на относительное плечо при номинальном недоходе (номи­нальном угле поворота кривошипного вала). Номинальный крутя­щий момент сравнивается с моментом, допускаемым прочностью зубчатой пары.

Для приближенного определения основных параметров зубча­тых передач используются данные, приведенные в табл. 17 [2].

Величина расчетного номинального момента для зубчатых ко­лес на промежуточных валах:

М_р =М/iŋ=Pm_k/iŋ, (33)

М_р =400×0,26+0,06/0,95×1=134,7кНм,

где ŋ=0,95..0,96 - КПД передачи; i =1.

Величина m_k определяется по формулам (13), (14) с заменой α на α_H (табл. 16) [2].

М_кп= ([σ_k]_max /C_MC₁cos β₃)²×(Z_k²m_H²В_k / K_H (i+i_k)) > M_p , (34)

М_кп= (1180/214×0,96cos10º)²×(15²×0,42²/1,3(1+1))= 134,7 кНм,

где Кн = K_1ПК₂К₄= 1,3×1×1=1,3;

В_k =0,9d₀ =0,9×0,09=0,081 ;

m_H = 0,072×0,09 = 0,006 Н/м².

Первая проверка. Определение крутящего момента, удовле­творяющего допускаемой пластической деформации зубьев:

где [σ_k]mах - допускаемое нормальное контактное напряжение из возможной пластической деформации зубьев (табл. 19) [2];

См - коэффициент, учитывающий модуль упругости мате­риала зубчатого колеса и шестерни (табл.21) [2];

C1 - коэффициент, учитывающий угол зацепления (табл.22) [2];

Кн - коэффициент нагрузки;

Кн = K_1ПК₂К₄

Здесь К1п - коэффициент перегрузки, равный 1,3;

К2 - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий не­равномерность распределения нагрузки по ширине колеса (табл.23) [2];

К4 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в за­цеплении из-за его неточностей (табл.24) [2];

Z_k - число зубьев колеса (табл.17) [2];

i _k - передаточное отношение; для наружного зацепления i_K=1, для внутреннего зацепления - i_K=-1.

Вторая проверка. Определение допустимого передаваемого колесом крутящего момента М_ku исходя из усталостной прочности зубьев колеса на изгиб:

М_ku=φ_km_H²Z_kB_k[σ_-1u]K_ξ / 0,34K_u(1+φ^’)Ф_σ[n_u]cosβ₃>M_p , (35)

М_ku=0,2×0,42²×15×275×1,3/0,34×0,81(1+0)×1,9×2cos10º=297,4 кНм,

где Ф_σ = Фσ₀ +ψσ=1,8+0,1=1,9;

φ_k= 0,07 - 0,25;

К_u⁼K₂K_эuK₄=1×0,81×1=0,81;

К_ξ =1 для прямозубых колес;

К_ξ=1,3 для косозубых и шевронных;

β₃ -угол наклона зуба (табл.18) [2].

[σ_-1u], [n_u], К₂, Фσ₀, φ^’ , К_эи, К_эк принимаются соответственно по табл.19,20, 23,26-28[2].

Третья проверка. Проводится для закрытых зубчатых передач. Определяется допустимый крутящий момент М_KK, передавае­мый колесом, исходя из выносливости поверхностей зубьев:

М_KK= >M_p , (36)

М_{KK= *} =502,2 кНм,

где [σ_k] - допускаемое нормальное контактное напряжение ис­ходя из усталостной прочности поверхности зубьев (табл.19) [2];

К_К - коэффициент нагрузки при расчете на усталостную проч­ность поверхностей зубьев: К_K = К₂КэкК₄.

Здесь К_эк - коэффициент эквивалентной нагрузки, учитываю­щий переменность режима работы и расчетный срок службы колес по табл.28 [2].

В расчетах используются лишь значения К_эк>0,6, так как при­менение меньших величин К_эк недопустимо в связи с возможно­стью появления в зубьях больших пластических деформаций от единого нагружения.

Значения С_М, С₁, β₃, Z_k, m_H, B_k принимаются соответственно по табл.22;21,18,17[2].