6.1.3. Геометрические размеры зубчатых колес передачи.

Формулы для расчета геометрического размеров зубчатых колес приведены в табл.20.

Таблица 20

Основные геометрические параметры зубчатых конических колес

Параметры зацепления		С прямыми зубьями	С круговыми зубьями n = 350
Внешнее конусное расстояние		Re = 0,5  me 
Ширина зубчатого венца		b = Kbe  Re
Среднее конусное расстояние		Rm = Re – 0,5  b
Коэффициент высоты головки исходного контура
Коэффициент радиального зазора		c* = 0,2	c* = 0,25
Внешняя высота зуба			he1 = he2 = hae1 + hfe1 = = hae2 + hfe2
Внешняя высота головки зуба: шестерни колеса		hae1 = me  (ha* + 1) hae2 = me  (ha* + 2)	hae1 = hae2 =
Внешняя высота ножки зуба: шестерни колеса		hfe1 = he1 - hae1 hfe2 = he2 - hae2	hfe1 = hf 1 + 0,5  b  tgf 1 hfe2 = hf 2 + 0,5  b  tgf 2
Угол делительного конуса: шестерни колеса		2 = 900 - 1
гол ножки зуба: шестерни колеса
Угол головки зубьев: шестерни колеса	a1 = f 2 a2 = f 1
Угол конуса впадин: шестерни колеса	f 1 = 1 - f 1 f 2 = 2 - f 2
Угол конуса вершин: шестерни колеса	a 1 = 1 + a 1 a 2 = 2 - a 2
Нормальный модуль в среднем сечении	mn = me – (в/z1)  sin δ1 (не округляется)		mn = mte (1 – 0,5 Kbe)  cos n. (не округляется)
Средний делительный диаметр: шестерни колеса	dm1 = mn  Z1 dm2 = mn  Z2
Внешний делительный диаметр: шестерни колеса	de1 = me  Z1 de2 = me  Z2
Внешний диаметр вершин: шестерни колеса	dae1 = de1 + 2hae1  cos 1 dae2 = de2 + 2hae2  cos 2

Примечание: точность вычислений а) ширина зубчатого венца округляется до целого; б) угловые размеры вычисляются с точностью до секунды; в) линейные размеры – с точностью до трех знаков после запятой.

2. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

Расчет выполняется с целью предотвращения в процессе работы передачи, усталостных повреждений рабочих поверхностей зубьев.

Величину расчетного контактного напряжения определяют по формуле:

(49)

где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления. Для прямозубых передач Z_H =2,5; для косозубых и круговых зубьев, определяется по рис. 6;

Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных колес Z_E = 190;

Рис.6. График определения коэффициента Z_Н

Z_ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется для прямозубых передач по формуле:

Z_ = , (50)

где величина ε_α – коэффициент торцового перекрытия, определяется для косозубых и круговых колес по формуле 52. Для прямозубых колес (51):

(51)

Для косозубых и круговых колес:

(52)

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, принимают см. п. 6.1.

К_НV - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки в зацеплении (табл.22). Величина К_НV зависит от принятой степени точности передачи и окружной скорости в зацеплении (табл. 21).