Ступенчатые и планетарные коробки передач механических трансмиссий - часть 18

 

 

71

 

деформацией  в  начальной  и  конечной  фазах; 

γ

Η

Κ  – учитывает  неточность 

распределения нагрузки между зубьями.  

Для передач с прямыми зубьями принимают 

ΗΨ

Κ

 =

γ

Η

Κ = 1. Для передач с 

косыми зубьями 

ΗΨ

Κ

 определяют в зависимости от 

β

ε : при  

β

ε  = 0,5; 0,6; 0,7; 

0,8; 0,9; 1 и более 

ΗΨ

Κ

 = 1.16; 1,19; 1,22; 1,26; 1,3; 1,33; 

γ

Η

Κ  – в зависимости от 

степени точности передачи по нормам плавности: при степени точности 6; 7; 8; 

9 

γ

Η

Κ  = 1; 1,05; 1,1; 1,15. Коэффициент 

α

Κ

F

 принимают также в зависимости от 

степени точности передачи по нормам плавности: при степени точности 6; 7; 8; 

9 

α

Κ

F

 = 1; 1; 1,04; 1,08. 

Коэффициенты 

β

Η

Κ  и 

β

Κ

F

 определяют в зависимости от группы к которой 

относится рассматриваемая зубчатая передача. 

Для однопарных передач 

(

)

.

)

1

(

1

К

;

К

1

К

1

К

F

O

F

Н

0

Н

ω

β

β

ω

β

β

Κ

−

Κ

+

=

−

+

=

 

Для многосателлитных передач 

(

)

.

)

1

(

1

К

;

К

1

К

1

К

F

O

n

F

Н

0

n

Н

ω

β

β

ω

β

β

Κ

−

Κ

γ

+

=

−

γ

+

=

 

 

где К

0

β

 – коэффициент, учитывающий   неравномерность распределения нагруз-

ки  по  ширине  венца  в  начальный  период  работы  передачи; 

ω

Η

Κ

,

ω

Κ

F

 – 

коэффициенты,  учитывающие    влияние      приработки      зубьев        в    процессе  
эксплуатации; 

n

γ  – коэффициент,  учитывающий  неравномерность 

распределения  нагрузки  между  сателлитами  в  начальный  период  работы 
передачи. 

Предварительно 

следует 

рассчитать 

1

bd

d

/

b

ω

ω

=

ψ

 

для 

цилиндрической и 

1

m

bd

d

b

ω

ω

ψ

/

=

 для конической и гипоидной передач.  

Окружная  скорость  (м/с)  определяется  по  расчетной  частоте  вращения 

вала зубчатого колеса. Для цилиндрической передачи 

                                               

).

/(

3

р

10

60

n

d

⋅

=

ω

π

υ

                                    (4.19) 

 
Для конической передачи в эту формулу подставляется 

m

d

ω

. Для зубчатых 

колес  планетарной  передачи  с  вращающимся  водилом  расчетная  частота 
вращения определяется в относительном движении. 

Коэффициенты 

ω

Η

Κ

  и 

ω

Κ

F

  при  окружной  скорости  не  более 1 м/с 

принимают равными единице. В общем случае 

e

F

υ

Δ

υ

ω

Κ

Κ

=

Κ

 и 

υ

ω

Η

Κ

=

Κ

F

, 

где 

Δ

υ

Κ и 

e

υ

Κ   учитывают,  соответственно,  динамическую  нагрузку, 

обусловленную  погрешностями  зубчатых  колес  и  динамическую  нагрузку  от 
воздействия звеньев, внешних по отношению к зубчатой передаче.  

 

 

 

72

 

 
 

Рис. 4.4. Схема и график для определения 

o

β

Κ

 приближенно 

определяют по  графикам (рис. 4.2, 4.3)

 

 

 

 

73

 

Коэффициенты  

μ

Η

Κ

, 

μ

Κ

F

 определяются с учетом свойств применяемого 

смазочного материала и характера работы зубчатого колеса в передаче табл.4.1. 

 

Таблица 4.1 

Значения коэффициентов К

ω

Н

 и  К

ω

F

, учитывающих влияние 

приработки звеньев 

 

Окружная скорость 

υ

, м/с 

Твердость НRC

З

 

активных поверхностей 

зубьев 

1 2 3  4 

     
       47, 5 

 
 

       51,5 

 

        61 

9

,

0

62

,

0

 

95

,

0

72

,

0

 

1

8

,

0

 

96

,

0

65

,

0

 

1

,

0

76

,

0

 

1

85

,

0

 

1

7

,

0

 

1

85

,

0

 

1

96

,

0

 

      

1

8

,

0

 

      

1

96

,

0

 

  

1

1

 

 

  Примечание: 1.  В числителе – К

ω

Н

, в знаменателе – К

ω

F

.   

                2.  При окружной скорости 

υ

 - 8 м/с и выше   К

ω

Н

=  К

ω

F

= 1. 

 
 При  использовании  смазочных  материалов,  рекомендуемых  в  настоящее 

время  инструкциями  по  техническому  обслуживанию  узлов  трансмиссии, 
следует  принимать: 

μ

Η

Κ

 = 1; 

μ

Κ

F

= 1,05 – для  ведущего  зубчатого  колеса 

передачи  внешнего  зацепления; 

μ

Κ

F

 = 0,95 – для  ведомого.  При  расчете 

передачи  внутреннего  зацепления  для  ведущего  и  ведомого  зубчатых  колес 

μ

Κ

F

 = 1. 

Для  зубчатых  колес,  имеющих 

<

ω

d

 700 мм,  принимают 

x

Η

Κ

 = 1. 

Коэффициент 

Fx

Κ

  определяют  по  табл. 4.2 в  зависимости  от  модуля  и 

диаметра  зубчатого  колеса.  Пределы  выносливости 

c

b

F

b

lim

,

lim

σ

σ

Η

  устанав-

ливают при стендовых испытаниях зубчатых колес с заданными конкретными 
размерами,  способом  термообработки  и  чистотой  поверхностей  зубьев.  Для 
зубчатых  колес  с 

ω

d < 300 мм  и  модулем (m, m

n

, m

nm

) 3 – 4 мм  значения 

пределов  выносливости,  соответствующие  вероятности  неразрушения 90 %, 
указаны в табл. 4.3. Значения предела выносливости при изгибе зубьев 

c

b

Flim

σ

 

относятся к знакопеременному симметричному циклу при базе испытаний N

Fo.

 

Между  пределом  контактной  выносливости  (МПа)  и  его  параметром  (МПа) 
имеется следующая зависимость: 

                                   

.

)

275

/

(

П

2

b

lim

H

b

lim

H

σ

=

                                      (4.20) 

 

 

74

 

 
Значения 

коэффициента 

n

γ

, 

учитывающего 

неравномерность 

распределния  нагрузки  в  передачах  с  разветвленным  силовым  потоком  при 
изготовлении зубчатых колес по 7-8-1 степеням точности приведены в табл. 4.2. 

 

Таблица 4.2 

Значения коэффициента 

n

γ

 

p

n

 

Механизм 

Самоустанавли-

вающееся звено 

2 

     3 

   4 

    5 

   6 

Однорядных  типов 

Отсутствует 

 -             

3

1

25

1

,

,

       

35

1

3

1

,

,

      

4

1

35

1

,

,

     

45

1

4

1

,

,

 

А и В и двухрядный 

типа С 

Водило или два        

центральных 

 зубчатых колеса 

 

−

1

1,

         

2

1

15

1

,

,

      

32

1

2

1

,

,

       

3

1

25

1

,

,

     

35

1

3

1

,

,

 

Примечание. В числителе – для однорядного механизма, в знаменателе – двухрядного. 

 
Значения  коэффициента 

Fx

Κ   в  зависимости  от  модуля  и  диаметра 

зубчатого колеса приведены в табл. 4.3. 

Таблица 4.3 

Значения коэффициента 

Fx

Κ  

,

m

,

m

,

m

nm

n

мм 

,

d

,

d

m

ω

ω

мм 

2 

  3 

  4 

  5 

   6 

  7 

  8 

  9 

 10   11 

 12 

До 300 

300…400 

400…500 

500…600 

  600…700 

0,96     1,00      1,02     1,02    1,07    1,10   1,13   1,16    1,22     1,22     1,25 

0,98    1,02       1,04     1,06    1,09   1,12    1,15   1,18    1,21     1,24     1,27 

1,00    1,04       1,06     1,08    1,12   1,16    1,19   1,22    1,25     1,27     1,30 

1,03    1,07       1,09     1,11    1,15   1,18    1,22   1,26    1,29     1,32     1,35 

1,06    1,1         1,12     1,14    1,18   1,21    1,26   1,30    1,33     1,37     1,40 

 
Значения  коэффициента    Z

R 

  приведены  в  табл. 4.5. Значение  Y

R

  для 

зубчатых  колес  с  неотшлифованной  переходной  поверхностью  без  грубых 
следов    обработки,  не  подвергавшихся  упрочняющей  обработке  дробью, 
принимается  равным  единице.  Значение  Y

R

,  отличное  от  единицы,  может 

приниматься при наличии проверенных экспериментальных данных о степени 
влияния  технологии  обработки  переходной  поверхности  зуба  у  опасного  по 
изгибу сечения. 

Коэффициент 

Fc

Κ

    можно        определить  в  зависимости  от      характера   

нагружения  зубчатого  колеса  следующим  образом.  При  явно  выраженном 
знакопеременном  цикле  нагружения  (например,  промежуточных  зубчатых 
колес  в  реверсивных  однорядных  передачах,  сателлитов  с  внешним  и