σF1 = σF2	YF1bw2		≤ σFP1.	(16)
	Y	b
	F 2	w1

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется. Если перегрузка более 5%, следует увеличить модуль и повторить расчет. Расчет перегрузки по напряжениям изгиба ведут по формуле

ΔσFi = 100 σFiσ− σFPi . FPi

Для колес с твердостью поверхности зуба H < 55 HRCэ габариты передачи определяются ее контактной прочностью. В этом случае сначала из расчета на контактную прочность определяют межосевое расстояние, а затем выбирают модуль в зависимости от минимальной твердости зуба Hmin:

m = (0,01…0,02) aw при Hmin< 350 HB; m = (0,016…0,0315) aw при Hmin> 45 HRCэ.

Для более твердых зубьев определяющей является их изгибная прочность. В этом случае в выражениях (15) и (16) заменяют bwi = ψbd d1, d1=mZ1 и решают полученные неравенства относительно модуля

m ≥ 12,6 3

T1KFYFi

,

(17)

Z 2ψ

bd

σ

FPi

1

YFi

YF1

YF1

YF 2

YFi

YF 2

где

=

при

>

, иначе

=

.

σFPi

σFP1

σFP1

σFP2

σFPi

σFP2

В ГОСТе 21354-87 неравенство (17) заменено следующим равенством

m = Km

3

T1KFYF1

,

Z 2ψ

bd

σ

FP1

1

где Km = 14 для прямозубых передач, Km = 11,2 для косозубых передач. Основной причиной выхода из строя открытых зубчатых передач

является абразивный износ зубьев. Для его учета в знаменатель формулы (15) вводится коэффициент γ, величина которого зависит от типового режима нагружения (γ =1 для легких режимов, γ = 0,8 для средних режимов и γ = 0,65 для тяжелого и постоянного режимов). Формула для проектного расчета открытой передачи после замены bw2 = ψbmm и преобразований приобретает вид

	m ≥ 12,6 3		T1KFYFi		,	(18)
			Z1`ψbmγσFPi

где ψbm = 10…12 – коэффициент ширины в долях модуля.

При проектировании силовых передач модуль m < 1.5 мм применять не рекомендуется.

Расчет на прочность при действии максимальной (пиковой) нагрузки

Критерий контактной прочности при действии пиковой нагрузки

	T1max
σHmax = σH	T1 ≤ σHPmax,

где σH и T1 – напряжения и крутящий момент, принятые при расчете на контактную выносливость; T1max – максимальный момент на шестерне из действующих за расчетный срок службы с числом циклов нагружения

Nmax < 0,03 NH0.

Критерий изгибной прочности при действии пиковой нагрузки

T1max

σFmax = σF T1 ≤ σFPmax,

где σF и T1 – напряжения и крутящий момент, принятые при расчете на изгибную выносливость; T1max – максимальный момент на шестерне из действующих за расчетный срок службы с числом циклов нагружения Nmax < 1000.

Особенности геометрии косозубых и шевронных передач

В косозубых колесах зубья на делительном цилиндре колеса располагаются по винтовым линиям. При таком расположении зуба его вход в зацепление происходит постепенно. Суммарный коэффициент перекрытия, как правило, больше двух, поэтому в зацеплении одновременно находится не менее двух пар зубьев. Это существенно увеличивает длину контактных линий зубьев по сравнению с прямозубой передачей. Основными достоинствами косозубой передачи являются: повышенная нагрузочная способность, меньшие габариты, большая плавность и бесшумность работы. Указанные преимущества косозубой передачи нарастают с ростом делительного угла наклона зуба β (рис. 21). Однако у косозубых передач

имеется и существенный недостаток. Полная нагрузка F'n , приложенная

перпендикулярно к зубу колеса в плоскости, касательной к делительному цилиндру, раскладывается на две составляющие: окружную силу Ft и осевую силу Fa, связанные очевидным соотношением Fa = Ft tg β. С ростом угла β возрастает осевая сила. Для ее восприятия приходится усложнять конструкцию опор валов, использовать более дорогие радиально-упорные подшипники. С учетом этих факторов угол β для косозубой передачи рекомендуется принимать в диапазоне β = 8…16°.