2.4 Расчет параметров и размеров зубчатых передач

Межосевое расстояние. Вычисленное межосевое расстояние принимается ближайшим стандартным из рядов:

1 ряд	50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400
2 ряд	71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450

При выборе межосевого расстояния 1-й ряд следует предпочитать второму.

Выбор нормального модуля. По выбранному межосевому расстоянию можно определить модуль нормальный зацепления из соотношения:

т = (0,01…0,02) a_w (2.13)

в соответствии со стандартными рядами:

1 ряд	1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
2 ряд	1,125; 1,6; 1,75, 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11

Значения модулей для быстроходных передач выбираются ближе к минимальному размеру, а для тихоходных выбирают исходя из средних и максимальных вычисленных размеров модуля. При этом рекомендуется для силовых передач модуль менее 1,5 мм не применять.

Для косозубых передач торцевой модуль рассчитывается по формуле (2.14)

где β – угол наклона зубьев.

Число зубьев. Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяется по формуле (2.15)

Угол наклона для косозубых передач в начале расчетов принимают 12^о…15^о.

Для шевронных передач и быстроходных колес редукторов с разделенной быстроходной ступенью угол наклона варьируется в пределах от 25^о до 40^о.

Полученное число зубьев округляется до ближайшего целого и уточняется угол наклона

(2.16)

Угол вычислить в градусах, минутах и секундах для простановки на рабочем чертеже.

Число зубьев шестерни и колеса рассчитываются по формулам:

(2.17)

(2.18)

Для получения в прямозубой передаче стандартного межосевого расстояния без модификации зацепления, при определении по формуле (2.15) из рекомендованного интервала (2.13) необходимо выбрать стандартный модуль, при котором будет целым числом. Числа зубьев шестерни и колеса определить по формулам (2.17) и (2.18).

Необходимо учитывать для прирабатываемых зубчатых передач (при твердости колес ≤ 350НВ) отношение должно отличаться от целого передаточного числа U, так как при равенстве U = 3; 4; 5; 6 каждый зуб шестерни будет контактировать с аналогичным числом зубьев колеса и приработки зубьев не будет. Необходимо, чтобы отношение фактических чисел зубьев колеса и шестерни отличались от целого числа.

Например, при U = 4 ; = 100

Следует выбрать или .

В этих случаях зуб шестерни встретится с зубом колеса через 1539 или 1659 оборотов шестерни и будет происходить равномерная приработка зубьев. При твердости шестерни более 40 HRC такой подбор чисел зубьев можно не производить.

Размеры и параметры зубчатых колес

Делительные диаметры рассчитывают по формулам:

; (2.19)

. (2.20)

Вычислять диаметры необходимо с точностью до третьего знака после запятой. После чего выполнить проверку

. (2.21)

Для немодифицированной передачи и при высотной модификации а_w должно соответствовать стандартному с точностью до третьего знака после запятой.

- Диаметры выступов

(2.22)

- Диаметры впадин

(2.23)

- Расчетная ширина колеса

. (2.24)

В передаче с разнесенной парой ширина каждого колеса разнесенной пары

, (2.25)

для шевронной передачи , (2.26)

где C - ширина средней канавки для выхода инструмента, выбирается из таблицы 2.7. Диаметр по канавке меньше диаметра впадины на 0,5m.

Таблица 2.7

Модуль	Угол наклона зуба 0			Модуль	Угол наклона зуба 0
m, мм	20	30	40	m, мм	20	30	40
	Ширина канавки C, мм				Ширина канавки C, мм
2	28	32	35	5	52	58	63
2,5	32	37	40	6	60	67	72
3,0	36	42	45	7	68	75	82
3,5	40	47	50	8	75	82	90
4	46	52	55	10	90	100	108

В прямозубой передаче b=bW.

Для косозубой передачи следует сделать проверку ширины по достаточности осевого перекрытия . (2.27) При изменяют параметры передачи или рассчитывают как прямозубую.