5.2. Расчет параметров передачи

Основные размеры цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления определяются параметрами венца: числом зубьев z, модулем m, коэффициентом смещения x в соответствии с ГОСТ 13755 –81 (СТ СЭВ 308-76).

Введем коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления и определим межосевое расстояние (см. рис. 7) из условия контактной выносливости и выбранного значения коэффициента ширины колеса = 0,4 (рекомендовано [3] в пределах 0,125 – 0,4) по следующей формуле:

Рис. 7. Параметры зубчатого зацепления

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 (табл. 7). Принимаем:

=200 мм.

Приближенно оцениваем модуль зацепления

и выбираем по таблице 7:

.

Таблица 7

Предпочтительные значения параметров зубчатых зацеплений и валов

Межосевые расстояния	Ряд 1	40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 600; 700
	Ряд2	71; 90; 112; 140; 180; 225; 280; 355 ; 450; 560; 710
Модуль зацепления	Ряд 1	1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20
	Ряд2	1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18
Коэффициент ширины колеса		0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8
Диаметры валов (СЭВ 514-77)		10;10,5; 11; 11,5; 12; 13; 148 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130; 140; 150; 160…

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

,

а также отдельно для быстроходной ступени передач

(с учетом округления ) и тихоходной ступени

(с учетом округления ). После чего уточняем передаточное число, изменившееся из-за округлений числа зубьев до целых значений:

.

Основные размеры шестерни и колеса вычислим с учетом следующих соотношений:

- делительные диаметры:

;

;

- диаметры вершин зубьев:

;

;

- ширина колеса прямозубой передачи при =0,4

;

- ширина шестерни

,

где 4 мм задано превышение ширины шестерни над колесом;

- диаметры окружностей впадин:

;

;

- коэффициент ширины шестерни по диаметру

6. Конструирование валов редуктора

6.1. Расчет диаметров валов

Основной внешней силой, действующей на вал редуктора с прямозубой цилиндрической передачей, является крутящий момент. Прочность вала, имеющего ступенчатую конструкцию в соответствии с заданием (см. рис. 3 - 5), лимитируется его цилиндрическим концом, где поперечное сечение наименьшее. Диаметр цилиндрического конца вала, обеспечивающий его прочность при кручении, рассчитывают по формуле:

,

где: – допускаемые напряжения кручения, определяемые механическими свойствами материала вала, так, что

,

где: – коэффициент, учитывающий как динамические условия работы, так и наличие шпоночного паза на валу. Рекомендуемое значение =3 – 5,8. При этом

В большинстве случаев (см. рис. 3-5) вал быстроходной ступени выполнен за одно целое с шестерней, следовательно для него механические свойства материала уже определены. Материал вала зубчатых колес принимают ст 35, 40,45 и др. При выполнении расчетов будем принимать при необходимости сталь 45 (см. табл. 5).

В рассмотренном примере для ведущего вала получим:

;

.

Поскольку диаметр вала электродвигателя =48 мм, то необходимо из условия их соединения муфтой согласовать диаметры обоих валов по условию, что . Этот диаметр соответствует устанавливаемому стандартом (см. табл. 7).

Для ведомого вала из стали 45 принимаем то же значения и рассчитываем

.

Принимаем стандартный размер =45 мм.

Остальные диаметры и линейные размеры вала (рис. 8) выбираем по примеру исполнения редуктора с учетом стандарта СЭВ 514-77 (см. табл. 7):

- под уплотнения 38 мм; 48 мм;

- под подшипники 40 мм; 50 мм;

- под ступицу колеса 55 мм;

- длина цилиндра под ступицу колеса

мм.

Принимаем 80 мм;

- длины выходных концов валов

мм;

;

Принимаем: 60 мм; 80 мм;

а)

б)

Рис. 8. Валы редуктора (а – ведущий; б – ведомый).