Последовательность расчета. 2.11.4.1 Межосевое расстояние (второе приближение):

2.11.4.1 Межосевое расстояние (второе приближение):

.

= 410 для косозубых и шевронных зубчатых колес и = 450 для прямозубых зубчатых колес.

Коэффициент ширины выбирают по табл. 2.7, в зависимости от положения зубчатых колес относительно опор.

Коэффициент нагрузки выбирают по рекомендациям п. 2.11.3.

Допускаемое напряжение выбирают в соответствии с рекомендациями п. 2.10.

Полученное значение округляют до ближайшего числа, кратного пяти, или по ряду размеров Ra40. При проектировании крупносерийных редукторов округляют до ближайшего стандартного значения: 63; 71; 80, 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400.

2.11.4.2 Ширина венца колеса равна рабочей ширине передачи, т.е. .

Ширину венца шестерни принимают большую, чем у колеса, мм: . Полученные значения и округляют до ближайших больших целых значений в миллиметрах.

2.11.4.3 Нормальный модуль зубчатых колес определяют (с дальнейшим округлением по ГОСТ 9563-60) из следующих соотношений:

; .

Значение коэффициента выбирают из табл. 2.8 или назначают исходя из конкретных конструктивных, технологических или экономических требований. Следует учитывать, что с уменьшением коэффициента увеличивается модуль и это приводит к повышению изгибной прочности зубьев. Кроме того, с увеличением модуля передача становится менее чувствительной к колебанию межосевого расстояния, вызванного неточностью изготовления и упругими деформациями валов и опор. Однако увеличение модуля уменьшает плавность работы передачи, увеличивает диаметр заготовки и машинное время при нарезании зубьев.

Таблица 2.8

Рекомендуемые значения

Характеристика передачи	, не более
Обычные передачи в отдельном корпусе с достаточно жесткими валами и опорами, имеющие следующую твердость зубьев:
и < 350 НВ	30-25
> 350 НВ и < 350 HB	25-20
и > 350 HB	20-15
и > 58 HRC	18-10
Передачи грубые, открытые, с консольными валами и подвижные колеса коробок скоростей	15-10

Минимальный модуль определяют из условия изгибной прочности колеса по следующей зависимости:

,

где – коэффициент, равный 3400 для прямозубых передач и 2800 для косозубых передач;

– коэффициент нагрузки принимаемый равным .

Допускаемое напряжение изгиба для колеса определяют в п. 2.10.

Максимально допустимый модуль определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

.

Полученное при расчете значение m округляют до ближайшего большего (согласно ГОСТ 9563-60), мм:

1-й ряд - 1; 1, 25; 1, 5; 2; 2, 5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2-й ряд - 1, 12; 1, 37; 1, 75; 2, 25; 2, 75; 3, 5; 4, 5; 5, 5; 7; 9

 

2.11.4.4 Суммарное число зубьев для прямозубых передач определяют по формуле:

.

Учитывая, что должно быть целым числом, иногда приходится изменять значения и m или осуществлять смещение инструмента (коррегирование зубьев).

Для косозубых передач – минимальный угол наклона зубьев:

.

Для шевронных передач угол = 25°.

Затем определяют суммарное число зубьев по формуле:

.

Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют действительное значение угла (точность вычислений 0, 0001):

, .

 

2.11.4.5 Числа зубьев шестерни и колеса :

(значение округляют до целого числа).

Для прямозубых и косозубых зубчатых колес, нарезанных без смещения инструмента ( = =0), = 17 и соответственно.

Число зубьев колеса для внешнего и внутреннего зацепления соответственно:

, .

 

2.11.4.6 Фактическое значение передаточного числа u с точностью до 0, 01:

.

 

2.11.4.7 Определение геометрических параметров передачи:

делительный диаметр: ;

диаметр вершин зубьев: ;

диаметр впадин зубьев: ;

2.11.4.8 Для расчета валов и подшипников определяют силы в зацеплении (рис. 2.9):

,

,

,

где , и – окружная, радиальная и осевая сила соответственно.