Министерство образования Российской Федерации

Орский Гуманитарно-Технологический Институт

(филиал) Оренбургского Государственного Университета

кафедра Общепрофессиональных дисциплин

Методические указания по расчету закрытых цилиндрических зубчатых передач

Для студентов

специальностей 120812, 100400,180400

г.Орск—2001г

ББК-34.44

Б 332

УДК 621.81

Рецензент: к.т.н. В.И. Батрак

Методика расчета зубчатых передач по дисциплинам «Основы проектирования и конструирования машин», «Прикладная механика» для студентов специальностей 120812, 100400,180400

Составители: Г.С. Баширова, Д.В. Анненков

 Издательство Орского Гуманитарно-Технологического Института, 2001

1. Методика расчета закрытых цилиндрических передач.

1.1 Выбор материала колес, термообработки и твердости.

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, мало- и средненагруженных передач, в передачах с большими колесами (открытых) применяют зубчатые колеса с твердостью материала 350HB. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей прирабатываемости твердость шестерни НВ₁, назначается больше твердости колеса НВ₂.

Разность средних твердостей (средняя твердость шестерни НВ_1ср (НRC_1ср) и колеса НВ_2ср определяется как среднее арифметическое предельных значений твердости выбранного материала) рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет: НВ _1ср­-НВ_2ср=20…50.

В ряде случаев для увеличевания нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов и металлоемкости достигают разности средних твердостей НВ _1ср­-НВ_2ср70. При этом твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни 350HB и измеряется по шкале Роквелла, 45HRC, а зубьев колеса 350HB.

Соотношение твердостей в единицах НВ и HRC см. рис.1.

Рис.1. График соотношения твердостей, выраженных в единицах HB и HRC_э

Рекомендуемый выбор материала, термообработки, твердости и механических свойств сталей приводится в таблице 1.

Таблица 1

Механические свойства стали

Марка стали	Диаметр, D, мм	Ширина, мм	НВ сердцевины	HRC поверхности	В	Т	Вид термообработки
					Мпа
35	любой	любая	163-192	-	550	270	нормализация
45	любой	любая	179-207	-	600	320	нормализация
45	125	80	235-262	-	780	540	улучшение
45	80	50	269-302	-	890	650	улучшение
40Х	200	125	235-262	-	790	640	улучшение
40Х	125	80	269-302	-	900	750	улучшение
40Х	125	80	269-302	45-50	900	750	улучшение + закалка ТВЧ
35ХМ	315	200	265-262	-	800	670	улучшение
35ХМ	200	125	269-302	-	920	790	улучшение
35ХМ	200	125	269-302	48-53	920	790	улучшение + закалка ТВЧ
40ХН	315	200	235-262	-	800	630	улучшение
40ХН	200	125	269-302	-	920	750	улучшение
40ХН	200	125	269-302	48-53	920	750	улучшение + закалка ТВЧ
20ХН2М	200	125	300-400	56-63	1000	800	улучшение + цементация + закалка
18ХГТ	200	125	300-400	56-63	1000	800	улучшение + цементация + закалка
12Н3А	200	125	300-400	56-63	1000	800	улучшение + цементация + закалка
25ХГМ	200	125	300-400	56-63	1000	800	улучшение + цементация + закалка
40ХН2МА	125	80	269-302	40-56	980	780	улучшение + азотирование
35Л	любой	любая	163-207	-	550	270	нормализация
45Л	315	200	207-235	-	680	440	улучшение
40Л	315	200	235-262	-	850	600	улучшение

1.2 Допускаемые контактные напряжения, Мпа.

где []_HО – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. (табл.2);

S_H - коэффициент безопасности;

S_H=1,1 - при однородной структуре;

S_H=1,2 - при неоднородной структуре;

K_HL - коэффициент долговечности;

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости;

N_HO=30_*HB_cp^2,4, млн циклов.

N_HE - эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

При постоянной нагрузке N_HE=60_*c_*n_i*t_,

здесь с - число одинаковых колес, сцепляющихся с рассчитываемым;

n_i - частота вращения рассчитываемого колеса;

t_ - срок службы привода (ресурс), ч.

t_=365_*k_г*24_*k_c*L,

здесь k_г, k_c – коэффициент использования передачи в течении года, суток;

L - срок службы привода, лет.

Для нормализованных и улучшенных колес 1K_HL2,6; для колес с поверхностной закалкой 1K_HL1,8.

При N_HE>N_HO следует принимать K_HL=1.

Допускаемое контактное напряжение следует определить для зубьев шестерни []_H1 и колеса []_H2.

Для прямозубых цилиндрических и конических передач в качестве расчетного допускаемого напряжения следует принимать меньшее значение []_H из полученных для шестерни []_H1 и колеса []_H2.

Для зубчатых передач с непрямыми зубьями в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принимают:

[]_H=0,45_*([]_H1+[]_H2)<=1,23_*[]_H2 - для цилиндрических передач с непрямыми зубьями

[]_H=0,45_*([]_H1+[]_H2)<=1,15_*[]_H2 -для конических передач с непрямыми зубьями

В противном случае []_H=1,23_*[]_H2 и []_H=1,15_*[]_H2.

1.3 Допускаемые напряжения изгиба, МПа.

где []_FO – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, (табл.2).

S_F - коэффициент безопасности;

S_F=1,7…2,2 (большее значение для литых заготовок).

K_FL - коэффициент долговечности;

где N_FO – базовое число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.

N_FO=4_*10⁶.

N_FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

При постоянной нагрузке N_FE=60_*c_*n_i*t_,

здесь с - число одинаковых колес, сцепляющихся с рассчитываемым;

n_i - частота вращения рассчитываемого колеса;

t_ - срок службы привода (ресурс), ч.

t_=365_*k_г*24_*k_c*L,

здесь k_г, k_c – коэффициент использования передачи в течении года, суток;

L - срок службы привода, лет.

При твердости 350HB 1K_FL2,08;

При твердости >350HB 1K_FL1,63;

Если полученное значение N_FE>N_FO, то принимают N_FE=N_FO=4_*10⁶, т.е. K_FL=1.

При работе зубьев обеими сторонами (передача реверсивная) значение допускаемого напряжения изгиба следует понизить на 25%.

Допускаемые напряжения изгиба следует рассчитывать для зубьев шестерни и колеса.

Таблица 2

Значения []нo и []fo

Способы ТО и ХТО зубьев	Средняя твердость поверхности зубьев	Стали	[]НO, МПа	[]FO, МПа
Отжиг, нормализация или улучшение	H<HB350	Стали углеродистые и легированные	[]НO=2НВ+70	[]FO=1,8HB
Объемная закалка	HRC 45…55		[]НO=18НHRC+150	[]FO=500
Поверхностная закалка	HRC 42…50		[]НO=17НHRC+200	[]FO=17HRС+200
Цементация и нитроцементация	H>HRC56	Стали легированные	[]НO=23НHRC	[]FO=600…750
Азотирование	HV 550…750		[]НO=1050	[]FO=10HRС+240

1.4 Межосевое расстояние.

где к_а- вспомогательный коэффициент;

к_а=495 – для прямозубых передач;

к_а=430 – для косозубых передач;

u - передаточное число рассчитываемой передачи;

[_H] – расчетное допускаемое контактное напряжение;

Т₂ - вращающий момент на валу колеса рассчитываемой передачи;

_ва­­=в/a_w- коэффициент относительной ширины колеса по межосевому расстоянию;

_ва­­0,25 – для прямозубых колес;

_ва­=0,315; 0,4; 0,5 – для косозубых колес;

к’_H- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

к’_H=1 – для прирабатывающихся зубьев.

Расчетное значение a_w округлить до ближайшего стандартного значения (табл.3).

Таблица 3

Межосевое расстояние

Ряд 1	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400	500
Ряд 2		71	90	112	140	180	224	280	355	450	560

1.5 Модуль зацепления (окружной для прямозубых колес m, нормальный для косозубых колес m_n).

m=(0,01…0,02)_*a_w, мм

m_n=(0,01…0,02)_*a_w, мм

Расчетное значение m или m_n округляем до ближайшего стандартного значения (табл.4).

Таблица 4

Модуль зацепления

Ряд 1	1,5	2	2,5	3	4	5	6	8	10
Ряд 2	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11

1.6 Рабочая ширина шестерни и колеса.

b₂=_ва­­*a_w, мм

b₁=b₂+(2…5), мм

Значения b₁ и b₂ округлить до целых чисел.

1.7 Число зубьев шестерни и колеса.

1.7.1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса.

z_c=2_*a_w/m_­ – для прямозубых колес;

z_c=2_*a_w*cos’/m_n – для косозубых колес.

'=arcsin(3,5_*m_n/b₂)

z_c – округлить до целого значения.

1.7.2 Уточнить угол наклона зубьев:

=arccos(z_c*m_n/2_*a_w)

=8⁰…15⁰ – для косозубых колес;

=15⁰…30⁰ – для шевронных колес.

Вычислить с точностью до 5 знака.

1.7.3 Число зубьев шестерни.

z₁=z_c/(u+1)17

1.7.4 Число зубьев колеса.

z₂=z_c-z₁ – для внешнего зацепления.

z₂= z_1*u – для внутреннего зацепления.

1.7.5 Уточнить передаточное число.

u'=z₂/z₁

Расхождение с исходным значением

u=(u-u’)/u_*100%3%

Если u>3%, то следует увеличить z₂ на единицу.

1.8 Основные геометрические размеры колес.

1.8.1 Диаметры делительных окружностей, мм.

d₁=m*z₁ для прямозубых d₁=m_n*z₁/cos, для косозубых

d₂=m*z₂ колес d₂=m_n*z₂/cos, колес

Вычислить с точностью до 3-х знаков.

Проверить условие:

a_w=(d₂+d₁)/2 – для внешнего зацепления.

a_w=(d₂-d₁)/2 – для внутреннего зацепления.

1.8.2 Диаметры окружностей выступов, мм.

d_a1=d₁+2_*m_n,

d_a2=d₂+2_*m_n,

1.8.3 Диаметры окружностей впадин, мм.

d_f1=d₁-2,5_*m_n,

d_f2=d₂-2,5_*m_n.

1.9 Окружная скорость колес и степень точности (табл.5).

V=w_1*d₁/2_*10³, м/с

Таблица 5

Степень точности зубчатых передач

Степень точности	Окружные скорости V, м/с, вращения колес
	Прямозубых		не прямозубых
	цилиндрич	Конич	Цилиндрич	конич
6	до 15	до 12	до 30	до 15
7	до 10	до 8	до 15	до 10
8	до 6	до 4	до 10	до 7
9	до 2	до 1,5	до 4	до 3

Примечание: рекомендуется назначать степень точности на одну выше, чем в таблице для данной скорости

1.10 Коэффициент нагрузки.

k_H=k_H*k_H*k_Hv,

где k_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

k_H=1 – для прямозубых колес;

Для косозубых колес k_H определяется по рис.2, в зависимости от окружной скорости V и степени точности.

Рис.2. График для определения коэффициента К_Н по кривым степени точности

k_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

k_H=1 – для прирабатывающихся зубьев;

k_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, зависящий от окружной скорости колеса и степени точности передачи; принимается по табл.6;

Таблица 6

Значение коэффициентов K_Hv и K_Fv при НВ₂<=350

Степень точности	Коэффициент	Окружная скорость v
		1	2	4	6	8	10
6	KHv	1,03/1,01	1,06/1,02	1,12/1,03	1,17/1,04	1,23/1,06	1,28/1,07
	KFv	1,06/1,02	1,13/1,05	1,26/1,10	1,40/1,15	1,58/1,20	1,67/1,25
7	KHv	1,04/1,02	1,07/1,03	1,14/1,05	1,21/1,06	1,29/1,07	1,36/1,08
	KFv	1,08/1,03	1,16/1,06	1,33/1,11	1,50/1,16	1,67/1,22	1,80/1,27
8	KHv	1,04/1,01	1,08/1,02	1,16/1,04	1,24/1,06	1,32/1,07	1,40/1,08
	KFv	1,10/1,03	1,20/1,06	1,38/1,11	1,58/1,17	1,78/1,23	1,96/1,29
9	KHv	1,05/1,01	1,10/1,03	1,20/1,05	1,30/1,07	1,40/1,09	1,50/1,12
	KFv	1,13/1,04	1,28/1,07	1,50/1,14	1,77/1,21	1,98/1,28	2,25/1,35

Примечание: Значение в числителе для прямозубых колес, в знаменателе – для косозубых.

1.11 Расчетное контактное напряжение.

где К – вспомогательный коэффициент;

К=436 – для прямозубых передач;

К=376 – для косозубых передач.

F_t=2_*T_2*10³/d₂ – окружная сила в зацеплении, Н;

d₂ – делительный диаметр колеса, мм;

b₂ – рабочая ширина венца колеса, мм;

К­_Н – коэффициент нагрузки.

Допускаемая недогрузка передачи (_Н<[]_H) не более 10% и перегрузка (_Н>[]_H) до 5%.

Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса b₂. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить межосевое расстояние a_w, либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения и повторить весь расчет передачи.

1.12 Расчетные напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа.

где Y_F1, Y_F2- коэффициент формы зуба шестерни и колеса; принимаются по таблице 7, в зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ для прямозубых колес, для косозубых в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z_v1=z₁/cos³ и колеса z_v2=z₂/cos³.

Таблица 7

Коэффициент формы зуба

Z или zv	17	20	22	24	25	26	28	30	32	35	40
YF	4.27	4.07	3.98	3.92	3.9	3.88	3.81	3.8	3.78	3.75	3.7
Z или zv	45	50	60	65	71	80	90	100	180	
YF	3.66	3.65	3.62	3.62	3.61	3.61	3.6	3.6	3.62	3.63

Y_- коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y_=1-⁰/140 – для косозубых колес;

Y_=1 – для прямозубых колес;

Т₁ – вращающий момент на шестерне, Н_*м;

K_F – коэффициент нагрузки;

k_F=k_F*k_F*k_Fv

где k_F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

k_F=1 – для прямозубых колес;

Для косозубых колес k_F зависит от степени точности передачи (табл.8).

Таблица 8

Коэффициент kF

Степень точности	6	7	8	9
Коэффициент kF	0,72	0,81	0,91	1,00

k_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

k_F=1 – для прирабатывающихся зубьев колес;

k_Fv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, зависящий от окружной скорости колеса и степени точности передачи; принимается по табл.6;

_вd=b/d- коэффициент относительной ширины шестерни;

_bd=0,5_*_ba*(u+1)

z₁ – число зубьев шестерни;

m_n – модуль зацепления.

1.13 Силы действующие в зацеплении.

1.13.1 Окружная сила:

F_t1=-F_t2=2_*T_2*10³/d₂, H;

1.13.2 Радиальная сила:

F_r1=-F_r2=F_t1*tg_w/cos, H,

где _w=20⁰ – угол зацепления;

1.13.3 Осевая сила:

F_a1=-F_a2=F_t1*tg, H;

1.13.4 Сила нормального давления:

F_n1=F_t1 /cos_w*cos, H,

(Для прямозубых передач =0; cos=1; tg=0).

2. Пример расчета цилиндрической косозубой передачи.

Исходные данные

Мощность на валу шестерни	Р1=5,5 кВт
Вращающий момент на шестерне	Т1=72,9 Нм
Вращающий момент на колесе	Т2=280,2 Нм
Частота вращения шестерни	n1=720 об/мин
Частота вращения колеса	n2=180 об/мин
Передаточное число	U=4
Срок службы передачи	L=5 лет
Коэффициент использования передачи в течении года	Кг=0,82
Коэффициент использования передачи в течении суток	Кс=0,67

Передача нереверсивная

2.1 Материал шестерни и колеса

Шестерня: Сталь 40х, термообработка – улучшение, нв 269…302

(НВ_1ср285,5), _в=900 Мпа, _Т=750 МПа

Колесо: Сталь 40х, термообработка – улучшение, нв235…269

(НВ_2ср284,5), _в=790 Мпа, _Т=640 Мпа ([1] т.1)

2.2 Допускаемые контактные напряжения, Мпа.

где []_НO – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

[]_НO=2НВ+70 ([1] т.2)

[]_НO1=2_*285,5+70=641 МПа

[]_НO2=2_*248,5+70=567 МПа

S_Н – коэффициент безопасности;

S_Н=1,1 – структура однородная; ([1] с.4)

К_НL – коэффициент долговечности;

здесь N_НО – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N_НО=30_*НВ^2,4

N_НО1=30_*285,5^2,4=23,5_*10⁶

N_НО2=30_*248,5^2,4=16,8_*10⁶

N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи;

N_НЕ=60_*с_*n_i*t_,

здесь с – число одинаковых колес, сцепливающихся с рассчитываемым;

с=1

n_i – частота вращения рассчитываемого колеса

n₁=720 об/мин; n₂=180 об/мин

t_ - срок службы передачи;

t_=365_*к_г*24_*к_с*L,

здесь к_г=0,72; к_с=0,67; L=5 лет

t_=365_*0,82_*24_*0,67_*5=24,064_*10³, ч.

N_НЕ1=60_*1_*720_*24,064_*10³=1040_*10⁶

N_НЕ2=60_*1_*180_*24,064_*10⁶=260_*10⁶

При N_НЕ> N_НO К_НL=1

N_НЕ1> N_НO К_НL1=1

N_НЕ2> N_НO К_НL2=1

Для косозубых передач в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения рекомендуется принимать:

2.3 Допускаемые напряжения изгиба, МПа.

где []_FO – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, (табл.2).

S_F - коэффициент безопасности;

S_F=1,9 ([1] c.5)

K_FL - коэффициент долговечности;

где N_FO – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.

N_FO=4_*10⁶ ([1] c.6)

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы;

N_FЕ=60_*с_*n_i*t_

При постепенной нагрузке N_FЕ= N_НЕ, т.е.

N_FЕ1= N_НЕ1=1040_*10⁶;

N_FЕ2= N_НЕ2=260_*10⁶;

При N_FЕ> N_FO К_FL=1

N_FЕ1> N_FO К_FL1=1

N_FЕ2> N_FO К_FL2=1

2.4 Межосевое расстояние.

где к_а=430 – для косозубых передач;

u=4

Т₂=280,2 Нм

_ва=0,315 – коэффициент относительной ширины колеса;

к_н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба

2к_н=1 – для прирабатывающихся зубьев

Полученное значение округляем до стандартного; принимаем а_w=160 мм

2.4 Модуль зацепления

m_n=(0,01…0,02)_*a_w=(0,01…0,02)_*160=1,6…3,2 мм

Полученное значение округляем до стандартного;принимаем m_n=2.5 мм

2.5 Рабочая ширина шестерни и колеса

b₂=_ва*a_w=0.315*160=50.4 мм

b₂=50 мм

b₁=54 мм

2.6 Число зубьев шестерни и колеса

2.6.1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса

z_c=2_*a_w*cos’/m_n – для косозубых колес.

'=arcsin(3,5_*m_n/b₂) =arcsin(3,5_*2,5/50)=10,0786⁰

z_c=2_*160_*cos10,0786⁰/2,5=126

2.6.2 Фактический угол наклона зубьев

=arccos(z_{c *}m_n/2_*a_w) =arccos(126_*2,5/2_*160)=10,1418⁰

2.6.3 Число зубьев шестерни

z₁=z_c/(u+1) =126/(4+1) =25,2 z₁=25

2.6.4 Число зубьев колеса.

z₂=z_c-z₁=126-25=101

2.6.5 Фактическое передаточное число

u_ф=z₂/z₁=101/25=4,04

Расхождение с исходным значением

u=(4-4,04)/4_*100%=-1%, что допустимо

2.7. Основные геометрические размеры колес

2.7.1. Диаметр делительной окружности

d₁=m_n*z₁/cos=2,5_*25/cos10,1418⁰=63,4905мм

d₂= m_n*z₂/cos=2,5_*101/cos10,1418⁰=256,5015мм

Проверка условия:

a_w=(d₂+d₁)/2=(256,5015+63,4905)/2=160мм

2.7.2 Диаметр окружности выступов

d_a1=d₁+2_*m_n=63.4905+2_*2,5=68,4905 мм

d_a2=d₂+2_*m_n=256,5015+2_*2,5=261,5015 мм

2.7.3 Диаметр окружности впадин

d_f1=d₁-2,5_*m_n=63,4905-2.5_*2,5=57,2405 мм

d_f2=d₂-2,5_*m_n=256,5015-2.5_*2,5=250,2515 мм

2.8 Окружная скорость колес и степень точности:

V=w_1*d₁/2_*10³, м/с

здесь w₁=_*n₁/30=3,14_*720/30=75,36рад/с

V=75,36_*63,4905/2_*10³=2,4м/с

Степень точности n=8 ([1] т.5)

2.9 Коэффициент нагрузки

К_H=K_H*K_H*K_HV,

где K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K_H=1,06 ([1] рис.2)

K_H=1 – для прирабатывающихся зубьев;

K_HV – коэффициент динамической нагрузки;

K_HV=1,02 ([1] т.6)

К_H=1,06_*1_*1,02=1,08

2.10 Расчетное контактное напряжение

где К – вспомогательный коэффициент;

К=376 – для косозубых передач.

F_t=2_*T_2*10³/d₂=2_*280,2_*10³/256,5015=2184,8Н – окружная сила в зацеплении.

2.11 Расчетное напряжение изгиба

где Y_F1, Y_F2- коэффициент формы зуба шестерни и колеса;

z_v1=z₁/cos³= 25/cos³10,1418⁰=26 - эквивалентное число зубьев шестерни;

z_v2=z₂/cos³.=101/cos³10,1418⁰=105 - эквивалентное число зубьев колеса;

Y_F1=3,9; Y_F2=3,6 ([1]т.7)

Y_ - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y_=1-⁰/140=1-10,1418⁰/140=0,928

К_F – коэффициент нагрузки

К_F=K_F*K_F*K_FV,

где K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

K_F=0,91 ([1]т.8)

K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

K_F=1 – для прирабатывающихся зубьев;

K_FV – коэффициент динамической нагрузки;

K_FV=1,06 ([1]т.6)

К_F=0,91_*1_*1,06=0,96

_вd=b/d - коэффициент относительной ширины шестерни;

_bd=0,5_*_ba*(u+1)= 0,5_*0,315_*(4+1)=0,7875

2.12 Усилия в зацеплении

2.12.1. Окружная сила

F_t1=-F_t2=2_*T_2*10³/d₂=2_*72,9_*10³/63,4905=2184,8H;

2.12.2 Радиальная сила

F_r1=-F_r2=F_t1*tg_w/cos,

где _w=20⁰ – угол зацепления;

F_r1=-F_r2=2184,8_*tg20⁰/cos10,1418⁰H,

2.12.3 Осевая сила:

F_a1=-F_a2=F_t1*tg=2184,8_*tg10,1418⁰=390,8H.

Литература

1. Гинзбург Е.Г., Голованов Н.Ф., Фирун Н.Б, Халебский Н.Т. Зубчатые передачи. Справочник. Л.: Машиностроение, 1980.

2. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1984.

3. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцов Б.С. и др. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение, 1984.

4. Столбин Г.Б., Жукова К.П. Расчет и проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1978.

5. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989.

6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1991.

2

19

3

18

4

17

5

16

6

15

7

14

8

13

9

12

10

11