Назначение ЦЗП передавать вращение от одного вала к другому при изменении угловых скоростей и моментов. Они отличаются высокой работоспособностью и надёжностью постоянством передаточного отношения, возможностью применения в широком диапазоне моментов с КПД до 0,98 за счёт трения качения.
В зубчатых передачах рабочая поверхность зуба имеет эвольвентный профиль, в машинах большой мощности - круговой. ЦЗП бывают с прямым и косым зубом с углом наклона к оси β=8...20 
, а также шевронные β=30...45 
. Шевронные передачи имеют наибольшую плавность хода и наименьшую динамику нагружения при высокой прочности зуба. Рекомендуемое передаточное число не более 6...8.
Изготовление зубчатых колёс, материалы и точность.
Применяются два метода нарезания зубчатых колёс: копирование и обкатка. Метод копирования заключается в выполнении впадин между зубьями модульными фрезами дисковыми (а) или пальцевыми (б), что показано на рис.2
После получения каждой впадины заготовку поворачивают на шаг зацепления. Метод обкатки имитирует зацепление зубчатой пары, одним из элементов которой является режущий инструмент: червячная фреза (а), долбяк (б) или инструментальная рейка (в). Кинематика технологических процессов показана на рис.3.
Для зубчатых колёс из сталей 40Х и 40ХН2МА для упрочнения рабочей поверхности используют объёмную закалку до HRCэ>45. В этом случае сердцевина зуба будет менее пластичной, что способствует его поломке. В современных передачах сохраняют вязкую сердцевину зуба, упрочняя лишь его рабочую поверхность термической (поверхностная закалка ТВЧ), или химико-термической (азотирование, цементация) обработкой и др. методами. Так при цементации сталей марок 12ХН3А, 15ХФ твёрдость поверхности составляет HRCэ=56...62. При азотировании сталей 38Х2Ю и 38Х2МЮА - HRCэ=50...55. При лазерной закалке HRCэ=56...62, при ионном азотировании HRCэ=70.
В зависимости от скорости стандарт предусматривает от 1 (наиболее точной) до 12 степени точности. Степень точности определяет норму плавности работы колёс, норму площади контакта зубьев и величину погрешности поворота колеса за 1 оборот. Она влияет на динамику нагружения.
Для обеспечения вращения передачи и устранения заклинивания в зацеплении выполняется боковой зазор между поверхностями зубьев обратными контактным. Его величина определяется видом сопряжения от А до Н. Наибольший зазор у сопряжения А, а наименьший – у Н.
К основным видам повреждений передач относятся:
- выкрашивание рабочих поверхностей зубьев при работе со смазкой. Оно имеет усталостный характер. Трещины обычно возникают и развиваются у ножки зубьев в местах неровностей, оставшихся после обработки. Это наиболее частая причина выхода из строя зубчатых передач;
- молекулярно-механическое изнашивание проявляется как заедание при высокой контактной нагрузке в зоне, где нет масляной плёнки. В силу адгезии рабочие поверхности зубьев сцепляются настолько сильно, что частицы более мягкого материала зуба привариваются к поверхности другого колеса;
- пластическое деформирование отмечается в тяжело нагруженных, тихоходных передачах.
Поломка зубьев – наиболее опасный вид разрушения. Излом происходит в сечении у основания зуба и носит усталостный характер. Его причиной является циклическое нагружение напряжениями изгиба.
Кинематика и геометрия.
Передаточное отношение
,
где 
угловая частота вращения j-го вала.
Для наружного зацепления (вращение колёс в разные стороны) берётся знак «-«, при внутреннем зацеплении (вращение в одну сторону) – знак «+».
,
где u12-передаточное число, nj,dj-число оборотов и делительный диаметр j-го зубчатого колеса.
Шестерня имеет меньшее число зубьев (j=1), колесо (j=2)- большее. Различают понижающие передачи, которые уменьшают число оборотов и увеличивают момент (n2<n1, u>1) (применяются в редукторах) и повышающие передачи (n2>n1, u<1) (используются в мультипликаторах).
Геометрические параметры эвольвентной передачи показаны на рис.4. Окружности диаметрами dωj, касающиеся в полюсе зацепления Р и перекатывающиеся одна по другой без скольжения называются начальными. Участок АВ между окружностями вершин зубьев шестерни (диаметром d1a) и колеса (диаметром d2a) называется линией зацепления. Угол зацепления определяют между линиями центров и АВ α=20О. Окружность d колеса, на которой толщина зубьев равна ширине впадин называется делительной. Её диаметр равен d=mz, где m=p/ 
– модуль зубчатого колеса.
Расстояние 2mx=dω-d между начальной и делительной окружностями составляет смещение исходного контура. С уменьшением числа зубьев их толщина у основания падает и при z<17 происходит подрезание ножки зуба, что недопустимо. Его устраняют введением положительного смещения х, что показано на рис.5. Часто используют передачи с коэффициентами 
. В этом случае высота головки ha=m, высота ножки hf=1,25m, всего зуба h=2,25m, радиальный зазор с=0,25m. Диаметры окружностей вершин и впадин соответственно равны:
, 
.
Ширина зуба 
, где 
- межосевое расстояние, 
=0,1...0,3. 
.
Знак «+» соответствует внешнему зацеплению, при внутреннем зацеплении берут знак «-«.
Для косозубой передачи нормальный модуль равен
,
где mt,pt – окружной модуль и шаг.
Диаметр делительной окружности при 
d=mz/cosβ.
Аналитическое определение напряжений в опасном сечении косых зубьев затруднено из-за их криволинейной формы и наклонного расположения контактных линий. Поэтому в расчётах переходят к эквивалентному колесу с прямыми зубьями, для которого делительный диаметр dv и число зубьев zv определяются так
.
Силы в зацеплении.
Приложенную к зубу косозубого колеса нормальную силу Fn можно разложить на три составляющие: окружную силу Ft=2T/d (Т -расчётный вращающий момент на колесе),
радиальную силу Fr=Fttgα и осевую силу Fa=Fttgβ. Для прямых зубьев Fa=0.
Расчёт начинается с определения удельной окружной силы: при расчётах на контактную выносливость
;
при расчётах на выносливость от изгиба
, где 
,
KH,RF – коэффициенты нагрузки для контактной прочности и при изгибе, равные
.
В этих выражениях коэффициенты KHα и KFα учитывают распределение нагрузки между зубьями и связаны с погрешностью изготовления. Для прямозубых передач они равны 1, для косозубых передач их величины зависят от точности зацепления и твёрдости рабочей поверхности. Т.к. в зацеплении находится не менее двух пар зубьев, то KHα,KFα>1.
Коэффициенты KHβ и KFβ учитывают неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых венцов из-за деформации валов и опор. Так концентрация нагрузки зависит от расположения опор и твёрдости материала.
,
где 
=1 для прямых зубьев, 
=1,2 для косых зубьев;
-коэффициент податливости обода ( =0,9 для тонкого обода, для других конструкций 
=1); 
-коэффициент, учитывающий влияние прогиба вала; сH - коэффициент относительной твёрдости контактных поверхностей, равный
.
Коэффициенты внутренней динамической нагрузки определяются выражениями:
.
Лекция 6.