ПРОВЕРКА РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные

Данные по нагрузке, режиму работы проверяемой зубчатой передачи принять из табл. 2 или по диаграмме на рис.2 по указанию преподавателя.

Таблица 2

№	, об/мин	P, кВт	h, год	Диаграмма нагружения			ПВ%
		1,1			0,33	0,25
		1,5		0,33	0,25
		0,75		0,67	0,5
		1,5		0,67	0,5
		1,1		0,67	0,5
		2,2		0,67	0,5

Здесь - коэффициент суточной загруженности; - коэффициент годовой загруженности; ПВ% - продолжительность включения в час. Ресурс (суммарный срок службы в часах) передачи

. (1)

Типовые режимы диаграммы нагружения: 0 - постоянный; I - тяжелый; II - средний равновероятный; III - средний нормальный; IV - легкий; V - особо легкий.

Рис.2

Режим нагружения может задаваться в виде ступенчатого графика, как показано на рис 2. В отчете должна быть изображена принятая диаграмма нагружения. В дальнейшем на ней наносится эквивалентный режим нагружения для контактных напряжений.

При определении допускаемых напряжений используются эквивалентные числа циклов нагружений и . При стандартных режимах работы и , где - суммарное число циклов нагружения за расчетный срок службы передачи (см. табл. 12). Если задан ступенчатый график нагрузки, то эквивалентные числа циклов

, .

В лабораторной работе можно принять показатель степени m = 6.

Расчеты начинаются с определения расчетной нагрузки. На прочность передач влияют многие факторы. Считается, что большинство их действуют независимо друг от друга, поэтому их влияние учитывается отдельными коэффициентами.

Коэффициенты, относящиеся к нагрузке, обозначаются буквой К, причем при расчете на контактную прочность добавляется индекс Н, а на изгибную - F. Каждый из этих коэффициентов представляет собой произведение двух. Первый учитывает концентрацию нагрузки вдоль контактной линии, второй - - внутреннюю динамическую нагрузку в зацеплении, связанную с неточностями изготовления.

Специфические коэффициенты при расчете на изгиб обозначаются Y (с соответствующим индексом), а при расчете на контактную прочность - Z. В курсах "Детали машин" или "Детали машин и основы конструирования" расчеты по сравнению с ГОСТ 21354-87 несколько упрощены. Они рассчитаны на передачи средней точности. Это позволяет быстро и с необходимой достоверностью производить инженерные расчеты [1]. В особых случаях следует использовать указанный стандарт [2].

Для выполнения прочностных расчетов передач необходимо знание их геометрических параметров. Для двухступенчатого редуктора, предложенного преподавателем, следует составить кинематическую схему, произвести замеры параметров колес и корпуса. Материал колес принять по табл.3. Геометрические параметры передач заносятся в табл. 4.

Таблица 3

Таблица 4

№	Наименование параметров и	Способ определения	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень
	единица измерения	Обозн.	Результат	Обозн.	Результат
	Число зубьев шестерни, zш	сосчитать
	Число зубьев колеса, zк	сосчитать
	Передаточное число ступени	u = zк / zш
	Межосевое расстояние, мм	измерить и округлить
	Высота зуба, мм	измерить
	Нормальный модуль, мм
	Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре, град., мин.		bБ		bТ
	Модуль торцовый, мм
	Начальный диаметр шестерни, мм	dwш
	Начальный диаметр колеса, мм	dwк
	Диаметр окружности вершин шестерни, мм	daш = dш +2( +xш )mn
	Диаметр окружности вершин колеса, мм	daк = dк +2( +xк )mn
	Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм	dfш = dш -2( + c*-xш )mn
	Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм	dfк = dк -2( + c*-xк )mn
	Ширина венца, мм	измерить

В расчетах принять, что передачи выполнены по восьмой степени точности с видом сопряжения 8-В. Следовательно, колеса имеют 8-ю степень по нормам кинематической точности, плавности работы и нормы пятна контакта зубьев.