Цилиндрические зубчатые передачи
Конструкции зубчатых колес. IIIлифованные или хонингованные стальные прямозубые колеса можно применять при окружной скорости передачи до 16 м/с, косозубые – при скорости до 30 м/с. Нешлифованные прямозубые колеса пригодны, когда окружная скорость передачи не выше 6 м/с, косозубые - до 16 м/с. Передаточное число цилиндрической передачи в главном приводе станка должно находиться в интервале от 0,25 до 2, в приводе подачи от 0,2 до 2,8. Число зубьев некоррегированного зубчатого колеса должно быть не меньше 18. Ширину венца принимают равной 6-10 модулям (меньше для подвижных колес). Во избежание поломок колес толщина стенки между шпоночным пазом и впадиной зуба должна быть больше двух модулей. Диаметр ступицы dC обычно равен 1,6d (рис. 5.2, а). Длину l выбирают исходя из необходимости обеспечить прочность шпоночного или шлицевого соединения колеса с валом, снизить габариты и массу узла, а также с учетом соотношения 0,8d ≤ l ≤ l,5d. В цельных блоках зубчатых колес предусматривают выточку для выхода долбяка шириной с (рис. 5.2, б):
Составные блоки по сравнению с цельными имеют меньшую длину и массу. В них можно соединять колеса из разных материалов, со шлифованными венцами. При ремонте допускается замена только одного вышедшего из строя венца. Венцы составных блоков, работающие при импульсных нагрузках (в приводах фрезерных станков), более долговечны, что объясняется их самоустановкой благодаря коротким ступицам и более равномерному распределению нагрузки по длине зуба. Ряд способов соединения зубчатых колес в составные блоки приведен на рис. 5.3. Насадное колесо может быть помещено на ступице основного, в качестве которого используется колесо меньшего диаметра (рис: 5.3, а, б). Крутящий момент на насадное колесо передается шпонкой, цилиндрическими штифтами, зубчатой муфтой. В осевом направлении оно фиксируется установочным винтом, пружинным кольцом, винтом. Колеса могут быть установлены непосредственно на валу (рис. 5.3, в, д, е) и соединены между собой с помощью развальцованных штифтов, охватывающей составной вилки, пружинного кольца, резьбы. Колеса составного блока могут быть установлены на общей втулке (рис. 5.3, г). Этот способ применяется, когда у насадных колес нет ступиц, а наименьшие из них имеют значительное число зубьев. Зубчатые колёса с венцом, приклеенным к ступице, экономически эффективны, когда их венцы изготовляются централизованно, а ступицы индивидуально.
Проектный расчёт цилиндрических зубчатых передач на выносливость зубьев при изгибе. Изложенная ниже методика пригодна для расчета стальных силовых цилиндрических зубчатых колес с модулем 1,5…12 мм, образующих передачи внешнего зацепления, работающие в закрытых корпусах со смазыванием при окружной скорости не выше 30 м/с. Проектный расчёт выполняется в тех случаях, когда модуль передачи не выбран конструктивно. Модуль передачи (мм) должен удовлетворять условию
где km – вспомогательный коэффициент; km=13 lkz прямозубых передач, km=12 для косозубых; M1F – исходный расчётный крутящий момент на шестрне; kF – коэффициент нагрузки для шестерни; kF=1,3…1,5, меньшие значения относятся к зубчатому колесу, расположенному между опорами симметрично; YF1 – коэффициент, учитывающий форму зуба и выбираемый по рис.5.4, а в зависимости от эквивалентного числа зубьев zE=z/cos3β (для прямозубых колёс zE=z); z1 – число зубьев шестерни; Ψbm – отношение ширины колеса b к модулю m; σFP1 – допускаемое напряжение для материала шестерни, МПа. Допускаемое напряжение на изгиб (МПа)
где σF lim b – предел выносливости зубьев, МПа (табл. 5.3); kFL – коэффициент режима нагружения и долговечности, учитывающий влияние режима нагружения на длительный предел выносливости при изгибе:
где mF – показатель кривой усталости; NF0 – базовое число циклов перемены напряжений при изгибе; NFE – эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для зубчатых колёс, подвергаемых цементации или нитроцементации, принимают mF=9 и NF0=107; для зубчатых колёс с другой термообработкой mF=6 и NF0=4·106. Если при частоте вращения ni часов, за расчётный срок службы передачи tΣ суммарное число циклов перемены напряжений в зубе
Если нагрузка постоянна, принимают NFE=NΣ. Если же нагружение ступенчатое и при нагрузке M1i число циклов перемены напряжений в зубе равно nЦi, то
Если NFE < NF, коэффициент kFL определяют по графику (рис. 5.4, б). При NFE≤5·104 берут kFL=1,8 (если mF=9) или kFL=2,1 (если mF=6). При NFE ≥ NF0 применяют kFL=1. Для реверсивных зубчатых передач допускаемое напряжение уменьшают на 25% по сравнению с вычисленным по зависимости
Проектный расчёт передач на контактную выносливость зубьев. Исходя из заданного передаточного числа
где Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса по зависимости
где В качестве допускаемого контактного напряжения для косозубой передачи принимают условное напряжение
Напряжения
|
,
,
;
.
,
.
и отношения 
рабочей ширины венца передачи 
к начальному диаметру шестерни 
определяют, соблюдается ли соотношение
,
– вспомогательный коэффициент; 
– коэффициент нагрузки: 
,
– базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3,13); 
– коэффициент безопасности (табл. 3,13).
.
и 
для шестерни и колеса определяют по зависимости (3.2) с учётом того, что должны выполнятся соотношения 
, 
, где 
– меньшее значение 
