3. Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи

Основные размеры передачи (a_w , b_w , d_l , d₂ — см. рис. 3.1) определяются из расчета на контактную выносливость.

3.1. Предварительное значение межосевого рассгояння

Для прямозубой передачи

)

₁₀₀₀₀ У к^т_г

_{а* =(" + 1) \1 м —}

Для косозубой и шевронной передач И

Ня"

В этих формулах:

коэффициенты 10 000 и 8 500, определяемые выражением z_//z_A/z_e-0,71 (см. ГОСТ 21354-75), вычислены для стальных зуб­чатых колес при средних параметрах передач;

Т₂ —номинальный вращающий момент на валу колеса, Н-м; и —передаточное число; К_н — коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносли­вость (методика выбора подробно рассмотрена в разд. 2.5). В среднем можно принять для 7-9 степени точности и по рис. 2.2: для консольно-расположенных зубчатых колес

*я =

для развернутой схемы редуктора

tf„=/2,0' для соосной схемы редуктора

/у= 1,75 для раздвоенной схемы Редуктора

'К_н = 2,2

К_Иа — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между _ь зубьями в косозубых и шевронных передачах (см. табл. 3.1); fb>⁼~ —коэффициент ширины зубчатых колес передачи (см. табл.2.9);

[a]_w — допускаемое напряжение, Мпа (см. разд. 2.4)

, \№лш/

Значения коэффициента КИа для косозубых и шевронных передач
Степень точности	Ок		ружная скорость и, м/с
	до 1	5	10	15	20
6- я 7- я 8- я 9- я	1 1,02 1,06 1,10	1,02 1,05 1,09 1,16	1,03 1,07 1,13	1,04 1,10	1,05 1,12

Полученные при расчете значения межосевых расстояний в мм следует округлять до ближайшего большего значения из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69. Для стандартных редукторов значения межосевых расстояний округляют до ближайших значений по табл. 3.2.

Таблица 3.2

Значения aw, мм
1-й ряд	40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500
2-й ряд	71 90 !12 140 180 224 280 335 450
1-й ряд	630 800 1000
2-й ряд	560 710 900 1120

3.2. Рабочая ширина колеса Ъ\ =y_baa_w: ширина шестерни Ь\ -Ъ₂ +(2...4) мм

Полученные значения Ъ\ и Ь₂ в мм округляют до ближай­ших значений по ГОСТ 6636-69.

3.3. Ориентировочное значение модуля At, мм вычисляют по формуле

Применять модули меньше 1,5 мм для силовых передан не рекомендуется.

/и = (0,01...0,02)а„ .

ЗЛ. Суммарвое число зубьев и угол наклона зуба

Для прямозубых зубчатых колес р = 0;

2а.,

z_z=z,+z₂ =

т

Значение z должно быть целым числом. При необходимос­ти, для обеспечения этого условия, изменяют значения а и т.

Для косозубых зубчатых колес угол наклона зубьев реко­мендуется принимать в пределах

р = (8...15)° .

При предварительном расчете рекомендуется принять Р^ = для шевронных зубчатых колес

В . = 25°.

г mm

Должно быть выдержано условие:

2a_w т_п

Если при выбранном угле Р_т._и значение z\ получается дроб­ным, его округляют до целого числа г_г и определяют дей­ствительный угол р.

cos/?

2а ■

W

Следует помнить, что в косозубых передачах при больших углах р (Р>20°) сильно возрастает осевая нагрузка на под­шипники.