2. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

1. Проектный расчет. Расчет геометрии колес передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния a_w определяют по условию контактной выносливости зубьев колеса согласно расчетным зависимостям [5, с. 153]:

, мм (4.1)

где Т_1H – расчетный крутящий момент на ведущем валу передачи, Н^.м;

_HР2 – допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, МПа,

К₁ – расчетный коэффициент; для прямозубых колес К₁ = 450, для косозубых и шевронных колес К₁ = 410 [1, с.18].

Рассчитанное значение межосевого расстояния a_w необходимо согласовать со стандартным рядом (табл. 4.1), если проектируют стандартный редуктор.

Таблица 4.1

Межосевое расстояние зубчатых передач по ГОСТ 2185-66

aw	I ряд	80	100	125	160	200	250	315	400	500
	II ряд	90	112	140	180	225	280	355	450	660

Примечание. Первый ряд предпочтительнее второму.

При проектировании нестандартного редуктора следует использовать значение межосевого расстояния, округленное до ближайшего большего числа из нормальных линейных рядов по ГОСТ 6636-69 (Приложение 1).

Диапазон величин нормального модуля m_n:

m_n = (0,01 …0,02)·a_w

Нормальный модуль передачи m_n согласуют со стандартным значением (табл. 4.2), входящим в рассчитанный диапазон.

Таблица 4.2

Модули зубчатых передач по ГОСТ 9563-60

m	I ряд	1,5	2	2,5	3	4	5	6	8	10
	II ряд	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11

Примечание. Первый ряд предпочтительнее второму.

Зависимости для расчета суммарного числа зубьев в передаче Z_Σ , числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ приведены в табл. 4.3.

Для расчета чисел зубьев косозубой передачи предварительно можно принять угол наклона зубьев β =10⁰ . Для раздвоенной шевронной передачи и шевронной передачи значение угла β выбирают из диапазона: 25⁰… 40⁰ .

Таблица 4.3

Зависимости для расчета чисел зубьев в цилиндрической передаче

Суммарное число зубьев	Число зубьев шестерни	Число зубьев колеса
		Z2 = ZΣ – Z1

Примечание. Рассчитанные числа зубьев необходимо округлить до целого числа.

По округленным значениям чисел зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ уточняют фактическое передаточное число u_факт и его отклонение от стандартного значения ∆u:

u_факт = Z ₂ / Z ₁

Затем уточняют величину угла наклона зубьев колес  :

Вычисление cos  надо выполнять с точностью до пяти цифр после запятой.

Делительные диаметры шестерни d₁ и колеса d₂ :

(4.2)

В ф. (4.2) для прямозубой передачи cos β = 1.

Правильность выполненных расчетов проверяют по зависимости:

(4.3)

Если межосевое расстояние, вычисленное по ф. (4.3), получилось равным стандартному значению без округления, то это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно, и можно продолжать расчет геометрических параметров шестерни и колеса. В противном случае необходимо уточнить величину «cos β» и повторить расчеты по ф. (4.2) и ф.(4.3).

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m_n , d_a2 = d₂ + 2 ^. m_n

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_{f 1} = d₁ – 2,5 ^. m_n , d_{f 2}= d₂ – 2,5 ^.m_n

Ширина зубчатого венца колеса:

b_W2 = Ψ_ba ·a_w (4.4)

При расчете раздвоенной шевронной передачи следует помнить, что крутящий момент с одного вала на другой передается с помощью двух пар колес. Следовательно, рассчитанная по ф. (4.4) величина b_W2 – это ширина зубчатых венцов двух колес.

При монтаже передачи возможен относительный осевой сдвиг зубьев шестерни и колеса. Чтобы гарантированно обеспечить длину контактной поверхности зубьев, заложенную в расчеты, необходимо изготовить шестерню большей ширины, чем колесо: b_W1 = b_{W 2} + (3…5) мм

Рассчитанные величины b_W1 и b_W2 необходимо округлить до ближайшего значения по нормальным линейным размерам согласно ГОСТ 6636-69 (см. Приложение 1).