1. Определяют предварительное (в первом приближении) значение межосевого расстояния аw, мм:
aW = K * (u ± 1) * (T1 / u)1/3
где знак ''+" (здесь и далее) относится к внешнему зацеплению, а знак "-" - к внутреннему; T1 - наибольший вращающий момент шестерни в процессе нормальной эксплуатации, Н * м.
2. Уточняют найденное значение межосевого расстояния (второе приближение);
3. Ширина венца колеса равна рабочей ширине передачи, т.е. b2 = bw = ψba * aw. Ширина шестерни, мм: b1 = b2 + (2...4).
4. Нормальный модуль зубчатых колес определяют (с дальнейшим округлением по ГОСТ 9563-60) из следующих соотношений:
m = bw / ψm; mmin ≤ m ≤ mmax
6. Вычисляют числа зубьев шестерни z1 и колеса z2:
z1 = z∑ / (u ± 1) > zmin
(значение z1 округляют до целого числа).
Число зубьев колеса z2 для внешнего и внутреннего зацепления соответственно:
z2 = z∑ – z1, z2 = z∑ + z1
Для прямозубых и косозубых зубчатых колес, нарезанных без смещения инструмента, zmin = 17 и zmin = 17 * cos3β соответственно.
7. Определяют фактическое значение передаточного числа u = z2 / z1 с точностью до 0.01. В многоступенчатых редукторах фактическое общее передаточное число не должно отличаться от заданного более чем на 4 %.
8. Проверочный расчет на контактную выносливость проводят по зависимости
9. Проверочный расчет на выносливость при изгибе проводят для зубьев шестерни и колеса.
Согласно условию прочности напряжение изгиба в опасном сечении на переходной поверхности (выкружде) зуба σF не должно превышать допускаемою напряжения [σ]F:
σF = (Ft * KF / (m * b)) * Yσ ≤ [σ]F
где KF - коэффициент нагрузки, учитывающий влияние динамических и дополнительных (внутренних) нагрузок, возникающих в зацеплении (см. разд. 6); Yσ - коэффициент, учитыващий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев (способ определения Yσ приведен в табл. 15); Ft - окружная сила, определяемая по формуле
Ft = 103 * T1 * (u ± 1) / aw
10. Проверочный расчет на прочность при действии пиковой напряж.
11. Определение геометрических параметров передачи:
делительный диамвтр
d = m * z / cos β ;
диаметр вершин зубьев
da = d + 2 * m * (1 + x);
для зубчатых колес с внутренними зубьями
da = d - 2 * m * (1 + x);
диаметр впадин зубьев
df = d – 2,5 * m * (1 + 0,8 * x);
для зубчатых колес c внутренними зубьями
df2 =2 * аw + da1 + 0,5 * m.
12. По рассчитанным параметрам передачи вычерчивают эскиз заготовок шестерни и колеса и проверяют возможность обеспечения механических характеристик (проверка необходима только при объемной термической обработке зубчатых колес).
13. Для расчета валов и подшипников определяют силы в зацеплении
Ft = 2 * 103 * T1 / d1 = 2 * 103 * T2 / d3
FR = Ft * tg 20o / cos β
FA = Ft * tg β
где Ft, FR и FA - окружная, радиальная и осевая сила соответственно.