2015-03-20
610
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.
