3. Геометричний розрахунок передачі.

Приймаємо профіль зуба евольвентний, кут профілю вихідного контуру α=20⁰ (СТ СЕВ 308-76), коефіцієнт зсуву вихідного профілю Х=0.

3.1. Визначаємо міжосьову відстань:

(3.1)

а_W = 430·(4+1) ·³√116,45·1,4 / 4²·0,4·427,27² ≈ 111,5 мм

К_а – узагальнений коефіцієнт, К_а = 430;

Т₂ – обертальний момент на тихохідному валу, 116,4Нм;

К_Н =1,4- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця;

_ba – коефіцієнт ширини вінця колеса з табл.3.2 - 0,4.

Коефіцієнт К_Н визначаємо по таблиці 3.1 залежно від НВ й _bd:

=0,5·0,4·(4+1)= 1,0 (3.2)

Таблиця 3.1. Коефіцієнт нерівномірності

розподілу навантаження по довжині зубця.

Коефіцієнт ширини колеса bd	Твердість поверхонь зубців НВ	При розрахунку на контактну утому К Н	При розрахунку на згибну утому КF
1.0	≤ 350	1.40	1.31

Таблиця 3.2. Коефіцієнт ширини вінця зубчастих коліс.

0,100

0,125

0,160

0,200

0,250

0,315

0,400

0,500

0,630

0,800

1,000

1,250

Коефіцієнт ширини вінця _ba для редукторів приймають: для зубчастих коліс із поліпшених сталей при несиметричному розташуванні 0,315...0,4; для зубчастих коліс із загартованих сталей 0,25...0,315; при симетричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор 0,4...0,5; для пересувних зубчастих коліс коробок швидкостей 0,1...0,2.

Округлюємо а_W у більшу сторону до стандартного по СТ СЕВ 229-75.

Таблиця 3.3. Значення міжосьових відстаней по СТ СЕВ 229-75.

1-й ряд	40	50	63	80	100	125	160	200	250	315
2-й ряд			71	90	112	140	180	225	280	355

Приймаємо а_W = 112 мм

3.2. Визначаємо робочу ширину колеса й шестірні:

=0.4· 112= 44.8 ≈ 44 мм (3.3)

= 44+4 = 48 мм (3.4)

Отримані значення округляємо до цілих чисел.

3.3. Орієнтовно визначаємо величину модуля:

= (0.01…0,02)·112= 1,12…2,24 мм (3.5)

Остаточно приймаємо значення m по СТ СЕВ 310-76, але не менше 1,5 мм m=2.

Таблиця 3.4. Модулі евольвентних зубчастих коліс, СТ СЕВ 310-76.

1-й ряд	1,0	1,25	1.5	2	2.5	3.0	4.0	5	6	8	10	12	16	20	25
2-й ряд	1,125	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5 4,5	4,5	5,5	7	9	11	14	18	22	28

3.4. Мінімальний кут нахилу зубців для косозубих і шевронних коліс відповідно:

= arcsin 4·2/44 ≈ 10,84⁰ ; (3.6)

Рекомендовані межі кута нахилу зубців для косозубих коліс 8 - 18^о.

3.5. Визначаємо сумарне число зубців:

Z_Σ = 2· 112· cos 10,48⁰ /2 = 112·0,982 = 110,13 (3.7)

Отримане значення округляємо до цілого числа = 110.

3.6. Уточнюємо кут нахилу зубців:

β = arccos (110·2/2·112) = 10,84⁰ (3.8)

3.7. Знаходимо число зубців на шестірні й колесі:

=110/(4+1) = 22; = 110 – 22=88 (3.9)

Число зубців на шестірні повинне бути не менше 17, у нас Z₁=22, що відповідає умові.

3.8. Уточнюємо фактичне передаточне число: = 88/22 = 4 (3.10)

Відхилення від заданого передаточного числа не повинне перевищувати 3%:

= (4 - 4)/4·100% = 0 (3.11)

3.9. Визначаємо ділильні діаметри шестірні й колеса:

= 22·2 / cos 10,84⁰≈ 44,8 мм

= 88·2 /cos 10,84⁰≈ 179,2 мм (3.12)

3.10. Визначаємо діаметри вершин зубців шестірні й колеса:

= 44,8+2 ·2= 48,8 мм;

= 179,2+2 ·2= 183,2 мм (3.13)

3.11. Визначаємо діаметри западин зубців шестірні й колеса:

= 44,8 – 2,5 ·2= 39,8 мм;

= 179,2 – 2,5 ·2= 174,2 мм (3.14)

3.12. Перевіряємо міжосьову відстань передачі:

а_W = (44,8+179,2)/ 2 = 112 мм (3.15)

3.13. Визначаємо окружну швидкість:

V = 3,14 ·44,8·10^-3 ·955 / 60 = 2,24 м/с (3.16)

3.14. Вибираємо ступінь точності виготовлення передачі по таблиці 3.5.

Таблиця 3.5. Ступені точності, рекомендовані при виготовлення

зубчастих коліс.

Вид передачі	Окружна швидкість, м/с
	<5	5...8	8…12,5	>125
Циліндрична косозуба	9, 8, 7	9, 8, 7	8, 7	7, 6

Враховуючи, що V = 2,25 м/с <5 м/с, вибираємо ступінь точності 8 м/с.