4.1.2. Определение расчетного крутящего момента

Проектный расчет зубчатой передачи можно выполнять как по крутящему моменту на входном, так и на выходном валу. Расчётные крутящие моменты на выходном (тихоходном) валу, Н∙м:

, (4.3)

где Т₂ - номинальный крутящий момент на тихоходном валу (см. раздел 2).

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий. Если колёса полностью прирабатываются (НВ ≤ 350), то можно принять .

коэффициенты динамичности, зависящие от окружной скорости в зацеплении и от степени точности изготовления. Значения приведены в табл.10.

Для редукторов общего назначения можно предварительно принять 8-ю степень точности, как более экономичную; окончательное решение принимается после расчета геометрических параметров и фактической окружной скорости в зацеплении.

Таблица 10

Значение коэффициентов динамичности К_НV [4, с.19]

Степень точности	Окружная скорость, м/с
	Цилиндрическая			Коническая
	прямозубая	косозубая	прямозубая
7 8	до 10 до 6	до 15 до 10	до 5 до 2		1,2 1,4

4.1.3. Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

1). Ориентировочное значение межосевого расстояния а_w определяют из условия контактной выносливости.

Межосевое расстояние, мм [1, с.21 ]

, (4.4.)

где К ₁ = 495 - для передач с прямыми зубьями;

К ₁ = 430 - для передач с косыми и шевронными зубьями.

Коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию Ψ_ba

Таблица 11

Значение коэффициента ширины зубчатого венца колеса [1, с.20]

Вид передачи	Коэффициент ширины	Прямозубая или косозубая	Шевронная
Цилиндрическая		0,2; 0,25; 0,315; 0,4	0,4; 0,5;

Вычисленное значение межосевого расстояния a_w необходимо сравнить со стандартным рядом и принять ближайшее стандартное (табл. 12).

Таблица 12

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 следует предпочитать второму.

2). Значения модуля зубчатых колес вычисляют по соотношению

m = (0,01 …0,02)·a_w , (4.5)

после чего принимают стандартное значение по ГОСТ 9563-80.

Таблица 13

Модули зубчатых передач

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 следует предпочитать второму.

Для косозубой и шевронной передачи стандартным считается нормальный модуль m_n .

3). Суммарное число зубьев передачи z_Σ = z₁ + z₂ ,

где z₁ - число зубьев шестерни; z₂ - число зубьев колеса.

(4.6)

(число зубьев необходимо округлить до ближайшего целого числа).

Для косозубой передачи угол наклона зубьев предварительно можно взять β = 10°, а для шевронной - 30°. Затем величину угла уточняют

(4.7)

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

4). Фактическое передаточное число редуктора не должно отличаться от принятого стандартного, более чем на ± 4%

Δu = . (4.8)

5). Делительные диаметры шестерни d₁ и колеса d₂ :

(4.9)

(Для прямозубой передачи cos β = cos0^o = 1) .

Правильность выполненных расчетов проверяют по соотношению

(4.10)

Если межосевое расстояние получилось равным стандартному значению без округления, то это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно. В противном случае необходимо уточнить величину cos β и повторить расчет.

6). Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

(4.11)

7). Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

(4.12)

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни, соответственно

;(4.13)

Полученные значения ширины колеса и шестерни следует округлить до целого числа по нормальным линейным размерам.