Значения коэффициента, учитывающего вид зубьев

Передача	Прямозубая	С круговыми зубьями
Твёрдость шестерни и колеса £ 350 НВ	Твёрдость шестерни ³ 45 HRCэ, твёрдость колеса £ 350 НВ
uZ		1,85	1,5

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляют в большую сторону до стандартного значения из ряда значений: 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112;125;140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 315; 355; 400; 450; 500.

Определяем углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂:

, .

(4.2)

Точность вычислений до пятого знака после запятой.

Определение внешнего конусного расстояния R_e, мм:

.

(4.3)

Значение R_e до целого не округлять.

Определение ширины зубчатого венца b, мм:

,

(4.4)

где y_R = 0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца. Значение b округлить до целого числа.

Определим внешний окружной модуль зацепления:

.

(4.5)

Для силовых передач назначают m_е ³ 1,5 мм. Полученное значение модуля m_е можно округлить до стандартной величины (таблица 3.3), отдавая предпочтение значениям первого ряда перед вторым.

Определение числа зубьев.

Число зубьев колеса:

.

(4.6)

Число зубьев шестерни:

.

(4.7)

Полученные значения z₁ и z₂ округлить до ближайшего целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев и уменьшения шума при работе передачи рекомендуется z₁ ³ 18 – для прямозубых передач и z₁ ³ 15 – для передач с круговыми зубьями.

Фактическое передаточное число

.

(4.8)

Отклонение фактического передаточного числа от номинальной величины

.

(4.9)

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа следует пересчитать числа зубьев.

Определение действительных углов делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂:

, .

(4.10)

Геометрические параметры зацепления, мм:

диаметры делительных окружностей:
шестерни	,
колеса	;
диаметры окружностей выступов:
шестерни	,
колеса	;
диаметры окружностей впадин:
шестерни	,
колеса	.

Точность вычисления диаметров до 0,01 мм.

Средний окружной модуль определим по формуле, мм:

.

(4.11)

Полученное значение не округлять.

Определяем средние делительные диаметры шестерни d_m1 и колеса d_m2, мм:

, .

(4.12)

4.2. Проверочный расчёт

Окружная скорость, м/c:

.

(4.13)

По окружной скорости назначают степень точности передачи по таблице 3.4.

Определяем коэффициенты расчётной нагрузки.

Коэффициенты K_Fa и K_Ha, учитывающие распределение нагрузки между зубьями для прямозубых передач и передач с круговыми зубьями, принимают K_Fa=K_Ha=1.

По степени точности и окружной скорости по таблице 3.6. определяются коэффициенты динамической нагрузки при расчёте по контактным напряжениям K_Hv и напряжениям изгиба K_Fv.

Коэффициент K_Fb, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Для прямозубых передач K_Fb = 1 и передач с круговыми зубьями принимают K_Fb =1,08.

Значения коэффициента K_Hb приведены в п. 4.1.

, .

(4.14)

Окружная сила, действующая в зацеплении, Н:

.

(4.15)

Проверка по контактным напряжениям s_H, МПа:

,

(4.16)

где u_H = 0,85 – коэффициент, учитывающий пониженную контактную прочность зубьев конических колёс.

Проверка прочности зубьев колеса и шестерни по напряжениям изгиба:

,	(4.17)
,

где Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба, определяются по таблице 3.7. в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z_v1 и колеса z_v2; Y_b=1 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев; u_F – коэффициент, учитывающий вид зубьев конических колёс: для прямозубых колёс - u_F=0,85, для колёс с круговыми зубьями - u_F=1.

Эквивалентные числа зубьев шестерни z_v1 и колеса z_v2 определяют по формуле:

,	(4.18)
.