10. Данные кинематического расчета сводятся в таблицу 2.1

Таблица 2.1

Валы	n об/мин	рад/с	Р Квт	Т, Н х м	U		d,мм
I			Р	Т
II	n		Р	Т
III	n		Р	Т
IV	n		Р	Т

Этап 3. Расчет зубчатой передачи

3.1. Исходными данными для расчета зубчатой прямозубой, косозубой или шевронной передачи являются вращающий момент на колесе Т , частота вращения колеса n , передаточное число и время работы передачи.

Для кинематической схемы 1.3 и 1.4 данные для расчета зубчатой передачи принимаются из таблицы 2.1. Величины для колеса соответствуют величинам из таблицы 2.1

3.2. На основании данных для расчета КП определяем материал и вид термообработки для шестерни и колеса и твердости по НВ согласно таблицы в приложении 6.

В данном КП можно предварительно выбрать материал со средними механическими характеристиками: для шестерни ст. 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - ст. 45, термообработка - улучшение, твердость - НВ 200.

3.3. Допускаемое контактное напряжение [5] и определяется для шестерни и для колеса по зависимости

где предел контактной выносливости;

коэффициент долговечности, для редуктора с делительной эксплуатацией K_ни = 1;

коэффициент безопасности. Для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке 1,1-1,2, а при поверхностном упрочнении зубьев 1,2-1,3

Величина определяется по таблице в приложении 7.

4. Для дальнейших расчетов в прямозубом зубчатом зацеплении принимается величина допускаемого контактного напряжения по меньшему из значений и .

Для косозубого зацепления допускаемое напряжение определяется по зависимости + )(при НВ₁-НВ₂≥ 70)

При этом проверяется соблюдение условия, что

3.5. Определяем межосевое расстояние , мм

= 49,5 для прямозубых колес

= 43,0 для косозубых колес

- передаточное число зубчатой передачи согласно стандартного ряда, определенное в пункте 2.8.

Т - вращающий момент на валу колеса, определенный в пункте 3.1.

- коэффициент нагрузки, учитывающий расположение колес относительно опор, определяется по таблице в приложении 8

-коэффициент ширины зубчатого венца. (Предварительно выбираем для прямозубых колес 0,25, для косозубых колес =0,25 0,63.)

Значения выбираются согласно приложению 9. В курсовом проекте рекомендуется принимать значение = 0,25 для прямозубых колес и = 0,4 для косозубых колес. Определенное значение а_ω округляется до ближайшего значения из стандартного ряда согласно приложению 9.

6. Нормальный модуль зацепления

Стандартное значение модуля выбирается из ряда значений согласно таблице в приложени 9.

7. Определяем суммарное число зубьев

Для прямозубых и шевронных со стандартным окружным модулем

7

. Для косозубых и шевронных со стандартным нормальным модулем . Угол наклона линии зуба β для косозубых колес = 8 15 , для шевронных 25 40 . В курсовом проекте рекомендуется принимать предварительно для косозубых колес = 10 , для шевронных = 30 .

8. Определяем число зубьев шестерни и колеса

Округляем значение до ближайшей целой величины .

9. Уточненное значение угла наклона зубьев (с точностью до пяти значащих цифр).

10. Уточненное значение передаточного числа зубчатой передачи

11. Уточненное значение передаточного числа ременной или цепной передачи

12. Для косозубых колес при ≤ 0,4. Проверяем соблюдение условия

13. Проверяем значение величины межосевого расстояния , мм

Для прямозубых и шевронных колес со стандартным окружным модулем

Для косозубых и шевронных колес с нормальным стандартным модулем

При обнаружении несоответствия полученного результата для косозубых и шевронных колес с ранее принятым значением по стан-

дарту необходимо изменить β.