Силы, действующие в зацеплении.
В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.
В
цилиндрической
прямозубой передаче
силу в
зацеплении одной пары зубьев раскладывают
на две взаимно перпендикулярные
составляющие (рис. 10 а):
окружную силу
(104)
и радиальную
. (105)
В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладывают на три составляющие (рис.10 б):
окружную
,
определяемую по формуле 104;
радиальную
,
(106)
осевую 
.
(107)
Здесь
=20°
–
угол зацепления в нормальном сечении;
–
угол наклона зубьев.
Последовательность расчета:
Выбирают материалы для зубчатой пары.
Проектировочный расчет по контактным напряжениям.
Определяют допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса (для прямозубой передачи за расчетное принимается наименьшее значение).
Назначают коэффициенты (Ка, , ), входящих в формулу 48 для расчета аw.
Вычисляют межосевое расстояние аw по формуле (48) и округляют его до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 (в мм):
1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;
2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240,.
Первый ряд следует предпочитать второму.
Выбирают модуль в интервале m = (0,010,02)аw и выравнивают его по ГОСТ 9563-60* (в мм):
1-й ряд: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.
2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.
Первый ряд следует предпочитать второму.
Для косозубых колес стандартным модулем считают нормальный mn.
Уменьшение модуля зацепления m и соответствующее увеличение числа зубьев z способствует уменьшению удельного скольжения, что увеличивает надежность против заедания. При малом m увеличивается коэффициент перекрытия, уменьшается шум и трудоемкость нарезания колес, но прочность зубьев на изгиб понижается.
Определяют суммарное число зубьев (округлить в меньшую сторону до целого числа)
.
Для прямозубых колес со стандартным окружным модулем
(52)
Для косозубых и шевронных со стандартным нормальным модулем
(53)
Угол наклона линии
зуба
принимают для косозубых колес в интервале
.
Далее определяют число зубьев шестерни z1 и колеса z2:
.
(54)
По принятым z1 и z2 уточняют угол для косозубых колес
(57)
По округленным значениям z1 и z2 уточняют передаточное отношение
Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не должно превышать 2,5% при и 4,5 и 4% при и >4,5.
Определяют геометрические размеры передачи с точностью до 0,01мм (см. табл. 34), а затем коэффициент ширины шестерни по диаметру
.
Таблица 34