3.2 Определение геометрических размеров передачи Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния 6, с.3­

a_w‘ = c · (U₂ + 1) · ³ (T_u · K_H ) / (U₂ · _BA · _HP ²) (6)

где с = 495 для прямозубых передач, с=430 для косозубых и шевронных передач;

_BA – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, который выбирают из единого ряда, рекомендованного ГОСТ 2185-66 [7табл. 12] с учетом расположения опор относительно зубчатого венца [7табл. 13], _BA=0,4

K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; для определения K_H можно воспользоваться зависимостью 6, с.3.

K_H = 1 + K_HС · (_bd )^4/3

Где K_HС =0,47 · _t / K_СX , здесь K_СX - коэффициент, зависящий от номера схемы (табл. 13); _t = 1 при твердости активной поверхности зубьев

НВ_{j min}  350 и _t = 2,5 при НВ_{j min}  350; _bd - коэффициент ширины венца по диаметру;

_bd = 0,5 · _bа · (U₂ + 1) =0,5*0,4*(5+1)=1,2

K_HС =0,47*1/6,5=0,072

K_СХ =6,5

K_H =1+0,072*1,2 =1,09

Вычисляем a_w по формуле ( 6)

a_w ‘ =

Округляем a_w до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66

[7табл. 14], a_w = 200

Находим ориентировочную ширину колеса

b_w4‘ = _ba · a_w =0,4*200=80 мм

и ширину шестерни

b_w3‘ =1,1 · b_w4‘ =1,1*80=88 мм

Округляем их до ближайшего значения из ряда R_{a 20} [7табл.9],

b_w4‘ =80мм; b_w3 =90мм.

Определяем диаметры начальных окружностей шестерни и колеса

d_w3 = 2 · a_w / (1 + U₂) =2*200/(1+5)=66,67 мм

d_w4 = d_w3 · U₂ =66,67*5=333,35 мм

Находим окружную скорость в зацеплении

V =  · n_u · d _w3 / 6 · 10 ⁴ =3,14*216*66,67/6*10 =0,754 м/с

Степень точности цилиндрической передачи можно определить по формулам:

n _ст = 10,1 – 0,2 · V  = 0,

n_ст = 10,1 – 0,12 · V   0.

Если в результате расчета будет получено n_ст  9, то нужно принять n_ст = 9.

Ориентировочно находим степень точности передачи

n_ст= 10,1 – 0,12 · V =10,1-0,12*0,754=10,0

принимаем n_ст = 9

Ориентировочно находим модуль передачи по формуле 6, с.6

m_n‘= k_m · T₁₁ · (U₂ + 1) / a_w · b_w3 · _FP3 = 4400*819,7*(5+1)/(200*90*237)=5,07 мм

где k_m = 5600 для прямозубых передач, k_m= 4400 для косозубых передач, k_m = 4125 для шевронных передач.

Округляем m_n‘ до ближайшего большего стандартного значения [7табл. 15], учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач нежелательно,

m_n = 6,3

При выборе узла наклона зуба в косозубых передачах принимают во внимание ограничение по коэффициенту осевого перекрытия _  1,1, из которого следует

‘  _min = arcsin · (1,1 · m_n / b_w4 ) (7)

Угол наклона зуба в косозубых передачах выбирают в диапазоне 8…16. Если _min попадает в указанный диапазон, следует принять предварительное значение угла наклона зуба  = _min , при _min  8

принимаем ‘= 12, наконец, при _min  16 вместо первоначально выбранного значения _ва принимают ближайшее большее стандартное значение _ва и вновь проверяют условие (7).

‘  _min = arcsin (1,1 ·  · m_n / b_w4 )=arcsin(1,1*3,14*6,3/80)=15,8º

Ориентировочно принимаем ‘=16º

Рассчитываем ориентировочно суммарное число зубьев шестерни и колеса

Z_‘ = 2 · a_w / m_n · cos ‘ =2*200/6,3*cos16=61,03 (8)

Округляем Z_‘ до ближайшего целого числа Z_ =61

Находим ориентировочно число зубьев шестерни

Z_‘ = Z_ /(U₂ + 1) =61/(5+1)=10,2

Округляем Z_‘ до ближайшего целого числа Z_3 = 10

Определяем число зубьев колеса Z₄ = Z_ - Z₃ =61-10=51

Уточняем передаточное число

U_2Ф = Z₄ / Z₃ =51/10=5,1

Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным числом не должно превышать  2,5% при U  4, и  4% при U  4,5. Если это условие не выполняется, то при U  U_Ф увеличиваем Z₄ и Z₃ на единицу, оставляя неизменным Z_3, а при U  U_Ф уменьшаем Z₄ и Z₃ на единицу.

Для нашего примера

 U =U₂ – U_2ф/ U₂ · 100 % =(5-5,1)/5*100%=-2,0%<4%

Уточняем значение угла наклона зуба

 = arcсcos (z_ · m_n / 2 · a_w ) =arccos(61*6.3/(2*200))=16,26º