Расчетная величина m округляется до ближайшей большей по гост 9563-60 :

1- й ряд, мм : 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 и т.д.

2- й ряд, мм : 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; и т.д.

Первый ряд следует предпочитать второму.

В силовых передачах следует выполнять условие m  1,5 мм.

5.1.4. Угол наклона зубьев

Угол  выбирают из условия коэффициента осевого перекрытия

_ = b_W /p_z = b_W sin / (m)  1,1 :

_min = arcsin (4m/b_W) , (5.8)

где b_W = b₂ , а для шевронного колеса b_W - ширина полушеврона.

Для косозубых передач рекомендуют  = 8…20⁰, для передач с раздвоен-ной ступенью  = 23…40⁰, для шевронных  = 30…45⁰.

Суммарное число зубьев

z_ = z₁  z₂ = (2 a_W cos_min) / m , (5.9)

z_ округляют до целого числа z_ в меньшую сторону и уточняют фактическое значение угла  (с точностью до 10 ^{- 6}) :

cos = z_m / (2a_W) (5.10)

и  = arccos (с точностью до 1).

5.1.5. Числа зубьев z₁ и z₂

Число зубьев шестерни z₁ = z_ / (u  1) (5.11)

округляется до ближайшего целого числа z₁. Число зубьев колеса z_{2 =} z_ z₁ (минус – для внешнего зацепления, плюс – для внутреннего).

Из условия отсутствия подрезания z_1min = 17 cos³ (5.12)

В косозубых передачах редукторов для z₁ рекомендуют левый наклон зубьев, для z₂ - правый.

5.1.6. Фактическое передаточное число ступени u = z₂ / z₁. Его следует использовать в дальнейших расчетах.

После расчета всех ступеней редуктора u_ред не должно превышать  4% от номинального значения.

5.1.7. Дополнительно к изложенным выше геометрические зависимости (диаметры, углы и др.) цилиндрических зубчатых передач приведены в подразделе 2.1 проверочного расчета (методические указания, часть II) или в [2, c.153]

5.2. Особенности расчета цилиндрических зубчатых передач

Для любой схемы (рис.4.1) двухступенчатых цилиндрических редукторов расчет следует начинать с тихоходной ступени.

5.2.1. Редуктор с раздвоенной ступенью

Наиболее рациональной и чаще встречающейся при раздвоении является

схема с раздвоенной быстроходной ступенью (рис.5.1)

Тихоходную ступень (Т.ст.) выполняют прямозубой (для разгрузки подшипников от осевых сил), косозубой, а при больших нагрузках – шевронной. Для выравнивания нагрузки по раздвоенным потокам входной вал редуктора должен быть плавающим, а при шевронной Т.ст.–два плавающих вала: входной и промежуточный. При расчете параметров быстроходной раздвоенной ступени коэффициенты ba и bd выбирают из табл.4.1 для каждой (одной) половины раздвоенной ступени:

Рис. 5.1. Схема редуктора Ц2РБ

при Н₂  350 НВ _ba = 0,16…0,25;

при Н₁ и Н₂ 350 НВ _ba = 0,16…0,2.

Это необходимо при определении K_H⁰ по табл.4.5.

При расчете a_WБ по формуле (5.1) _ba (а при расчете d_W1Б по формуле (5.2) _bd ) удваивается, так как обе половины ступени передают момент Т₁:

a _WБ  = 410 (u +1)  T₁K_H / (2_bau_HP²) (5.13)

Рабочая ширина каждой половины b_W = _ba a_WБ , (5.14)

где a_WБ после округления.

В случае раздвоения тихоходной ступени (применяется редко) все сказанное здесь имеет место и для нее.

5.2.2. Соосный редуктор

Рис.5.2. Схема редуктора Ц2С

Для соосных редукторов (рис.5.2) расчетом определяется aWТ более нагруженной тихоходной ступени. По условиям компоновки принимают aWБ = aWТ = aW . После этого находят рабочую ширину венца bWБ = baБ aW быстроходной ступени, где baБ= Ka3(uБ  1)3T1БКНБ / (uБaW3HPБ2)  0,16 (5.15) (индекс Б указывает, что параметры принимаются для быстроходной ступе-ни)

Величина _baБ округляется в большую сторону по ряду чисел:

0,16; 0,18; 0,2; 0,224; 0,25; 0,315; 0,355; 0,4; 0,45; 0,5.

Если при расчете получилось _ba 0,16, то следует принять _ba= 0,16.

5.2.3. Прямозубые колеса применяют при невысоких окружных скоростях, в открытых, планетарных и реечных передачах, в коробках скоростей при необходимости осевого перемещения колес для переключении скорости.

5.2.4. Несмотря на то, что основным критерием работоспособности открытых и высокотвердых (Н  56 HRC_Э) закрытых передач является сопротивление зубьев изгибной усталости и, строго говоря, их проектировочный расчет следовало бы начинать с определения модуля по напряжениям изгиба _F, однако в настоящее время их расчет выполняют по общей методике для зубчатых передач, т.е. начинают его с определения a_W или d_W1 по контактным напряжениям. При этом рекомендуют принимать большие значения модуля (по сравнению с менее твердыми закрытыми передачами), а также применять положительное смещение х₁ у шестерни, что повышает изгибную прочность зубьев.

5.2.5. Для планетарных передач во всех формулах проектировочного и проверочного расчетов к расчетному моменту Т вводится сомножитель K_C/n_C, где K_C – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами:

K_C = 1,1…1,2 – при наличии устройств для выравнивания нагрузки по сателлитам;

K_C = 1,6…2 – при отсутствии выравнивания нагрузки ;

n_C – число сателлитов.

Коэффициент _bd принимают равным :

для улучшенных колес 0,7…0,5;

для закаленных колес 0,5…0,3.

Рассматривая планетарную передачу как соосную, достаточно рассчитать a_W или d_W1 пары с внешним зацеплением (центральная шестерня – сателлит). При этом коэффициент K_H определяется по формуле (4.6), где K_H⁰ выбирается из табл. 4.5 для консольной схемы 1 (рис.4.1).

В приложении (табл.П1) приведены формулы для определения передаточных отношений и КПД типовых схем планетарных передач.

5.2.6. При расчете прямозубой реечной передачи:

d_W1 = 770 [ T₁ K_H/ (_bd_HP²) ]^1/3 , (5.14)

где _bd = 0,4…0,6 (0,8) – меньшие значения при консольном расположении шестерни.

Коэффициент K_H находят по формуле (4.6), где K_H⁰ принимают для консольных схем 1 или 2 (рис.4.1) из табл. 4.5.

5.2.7. Межосевое расстояние коробки скоростей следует определять:

при Т₂ – const по зубчатой паре с наибольшем u;

при Т₂ – var по зубчатой паре с наибольшим Т₂.