Министерство образования и науки Российской Федерации

Министерство образования и науки Российской Федерации

Санкт-Петербургский институт машиностроения

Кафедра теории механизмов и деталей машин

ГЕОМЕТРИЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ

ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Методические указания к выполнению расчетно-графической работы

для студентов всех специальностей

Санкт – Петербург 2005

Геометрия зацепления цилиндрических зубчатых колес: Метод. указания к расчетно-графической работе по дисциплине «Теория механизмов и машин» для студентов всех специальностей.

Изложены общие теоретические сведения для самостоятельной проработки соответствующих разделов курса «Теория механизмов и машин». Указывается порядок геометрического расчета и выполнения чертежа зацепления. Приводятся контрольные вопросы для подготовки к сдаче работы и зачету.

Составитель: к.т.н., доц. Л.Я. Либуркин

Методические указания утверждены на заседании кафедры

Рецензент: к.т.н., доц. В.А. Трубняков

Редактор Г.Л. Чубарова

П21(03) _________________________________________________________________________

Подписано в печать Формат 60х90 1/16

Бумага тип. №3. Печать офсетная. Усл. печ. л. 1,75

Уч. – изд. л. 1,75 Тираж 100 экз. Заказ №

Издание Санкт-Петербургского института машиностроения

195197, Санкт-Петербург, Полюстровский пр., 14

ОП ПИМаш

Цель работы - освоение методики геометрического расчета эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи с прямозубыми колесами.

Предполагаются заданными числа зубьев колес, модуль и стандартные параметры исходного контура. Может быть также дано межосевое расстояние. В результате выполнения расчетно-графической работы определяются геометрические параметры колес и передачи внешнего зацепления. Предусматривается возможность определения всех этих параметров аналитически, а также части из них графически после выполнения чертежа зацепления.

Приступая к выполнению задания, студенту необходимо ознакомиться с основами геометрии и кинематики зубчатых передач. Для этого могут быть рекомендованы учебники и учебное пособие

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Метод огибания. В настоящее время большинство зубчатых колес нарезаются высокопроизводительным методом огибания. Суть его заключается в том, что на станке за счет согласованных движений инструмента и заготовки воспроизводится зацепление зубьев инструмента (чаще реечного типа) и нарезаемого колеса. При этом профиль зуба колеса получается как огибающая семейства профилей инструмента, образуемого в относительном движении. Наибольшее распространение в машиностроении получили зубчатые колеса с эвольвентным профилем, который получается методом огибания при прямолинейном профиле инструмента реечного типа.

Исходный контур. Формы и размеры зубьев колес, нарезаемых методом огибания, зависят от профиля применяемого при этом инструмента реечного типа. Реечный профиль называется исходным контуром. Параметры исходного контура для цилиндрических эвольвентных колес (рис.1) стандартизованы (ГОСТ 13755-81). Профиль зуба прямолинейный и сопрягается с линией впадин дугой окружности. Стандартом установлены следующие параметры и коэффициенты исходного контура:

угол профиля ⁰;

коэффициент высоты головки зуба h = 1;

коэффициент радиального зазора с ^*= 0,25;

коэффициент радиуса кривизны переходной кривой = 0,38.

Абсолютные размеры исходного контура получают умножением соответствующего коэффициента на модуль m:

высота головки зуба h_аo=h m;

высота ножки зуба h_fo=(h + c^*)m;

радиальный зазор с=с^*m;

радиус скругления во впадине = m;

шаг р= m; (1)

толщина зуба по делительной прямой s₀ = 0,5p = 0,5 m;

ширина впадины по делительной прямой е_о = 0,5р = 0,5 m.

Значение модулей (в мм) устанавливает ГОСТ 9563-60.

Производящий исходный контур, используемый для профилирования инструмента, имеет дополнительную часть (заштрихованную на рис.1).

Элементы зубчатого колеса. Базой для определения элементов зубьев и их размеров принята окружность радиуса r, которая называется делительной (рис.2).

Размеры зуба определяются толщиной зуба s по делительной окружности, а также высотой головки h_а и высотой ножки h_f, которые измеряются как расстояния от делительной

окружности соответственно до окружности вершин радиуса r_a и окружности впадин радиуса r_f. Расстояние между зубьями определяется шириной впадины е или шагом р по делительной окружности, который равен шагу на исходном контуре (1).

Перечисленные размеры связаны очевидными соотношениями

r_a = r+h_a,, r_f = r-h_f, p=s+e.

Количество шагов, размещающихся на длине делительной окружности, равно числу зубьев z:

2 r=zp,

откуда радиус делительной окружности, с учетом (1),

r = 0,5mz. (2)

Угол профиля в точке А на делительной окружности равен углу профиля исходного контура .

Главный профиль очерчен по эвольвенте основной окружности радиуса r_b. По свойству эвольвенты касательная AN к основной окружности является нормалью к эвольвенте. Поэтому AON = , как углы с параллельными сторонами (касательная AN перпендикулярна радиусу ON). Тогда из прямоугольного AON следует

r_b=rcos . (3)

Станочное зацепление. При нарезании зубчатого колеса инструментом реечного типа на станке воспроизводится реечное зацепление нарезаемого колеса с исходным контуром, которое называется станочным (рис.3). Начальная окружность колеса совпадает с делительной. Начальная прямая рейки I касается делительной окружности колеса в полюсе Р. Делительная прямая рейки 2 в общем случае не совпадает с начальной и ее положение определяется смещением xm, где m - модуль, х – коэффициент смещения. Показанное на рис.3 смещение считается положительным. Если делительная прямая рейки пересекает делительную окружность колеса, то х < 0. В частном случае, когда делительная и начальная прямые рейки совпадают, то х = 0.

Движения рейки и колеса согласовываются в соответствии с зависимостью

V_o= r ,

где V₀ - cкорость поступательного движения рейки,

- угловая скорость вращения колеса.

Точка касания К профиля зуба колеса с исходным контуром лежит на общей нормали к ним, проходящей через полюс. Эта нормаль КN совпадает с касательной к

основной окружности и является линией зацепления, представляющей собой геометрическое место точек касания профиля зуба колеса с исходным контуром. По построению, угол PON равен углу профиля исходного контура .

Размеры зуба колеса определяются параметрами исходного контура и его расположением относительно нарезаемого колеса. Толщина зуба колеса s по делительной окружности равна ширине впадины e_wo рейки по начальной прямой. Из рис. 3

s = e_wo= e_o+2xmtg ,

или

s = m(0,5 +2xtg ). (4)

Ширина впадины по делительной окружности

e = p - s = m(0,5 -2xtg . (5)

Радиус окружности впадин

r_f = r + xm - (h_ao+ c),

или

r_f = m(0,5z - h - c^*+ x). (6)

Подрезание зубьев. Обычно переходная кривая I (рис.4), формируемая скругленной вершиной исходного контура, плавно сопрягается в точке L с главным эвольвентным профилем 2, образуемым прямолинейным участком исходного контура. Однако, в некоторых случаях переходная кривая 3 пересекает главный профиль. Такое явление называется подрезанием зуба. Подрезание уменьшает эвольвентную часть профиля зуба и его толщину у основания, что отрицательно сказывается на работоспособности колеса.

Для выявления условия отсутствия подрезания рассмотрим станочное зацепление в положении, когда формируется точка сопряжения L. При этом граница прямолинейного участка исходного контура располагается на линии зацепления (рис.5).

Подрезание отсутствует, если граница активного участка линии зацепления L лежит в пределах теоретической линии зацепления PN. Таким образом, условие отсутствия подрезания можно выразить неравенством

PL PN.

Угол PLQ равен , так как его стороны перпендикулярны сторонам угла PON. Тогда из PLQ

PL = (h_ao - xm)/sin ,

а и з PON

PN = rsin .

После подстановки этих выражений в исходное неравенство и выполнения преобразований получим

2(h -x) zsin² .

Из этого условия можно получить формулу для определения минимального числа зубьев колеса, при котором отсутствует подрезание

z_min=2(h -x)/sin² .

При х=0 имеем

z_{min o} =2h /sin² . (7)

Стандартному исходному контуру соответствует

z_{min o}=17.

Из того же условия можно получить формулу для определения минимального коэффициента смещения, при котором отсутствует подрезание

x_min= h - 0,5zsin ² ,

или с учетом формулы (7)

x_min=h (z_{min o} - z)/z_{min o}. (8)

Заострение зубьев. Положительное смещение, применяемое для устранения подрезания при малом числе зубьев колеса, приводит к уменьшению толщины зуба на окружности вершин s_a. Если это уменьшение происходит ниже некоторого предела, снижается прочность вершинной части зуба. Такое явление называется заострением. На практике принимают

s_a 0,2m.

Для определения величины s_a рассмотрим рис.6. Точки М, А, A_a эвольвентного профиля, лежащие соответственно на окружностях основной, делительной и вершин, соединим с центром колеса О. Кроме того, из них проведены касательные AN и A_aN_a к основной окружности и точки касания также соединены с центром. При этом образуются следующие углы: половина угловой толщины зуба и на окружностях делительной и вершин, эвольвентный угол и в точках А и A_a, угол профиля и в точках A и A_a.

Исходя из принципа образования эвольвенты, длина касательной к основной окружности равна длине соответствующей дуги этой окружности AN = MN, или

r_btg = r_b(.

Отсюда

Аналогично

= tg - = inv

Непосредственно из рис.6 следует

+ .

Учитывая, что s = 2r , s_a = 2r_ay_а,

после преобразований получим

s_a = r_a (9)

Угол определяется из

(10)

Радиусы начальных окружностей и межосевое расстояние. Рассмотрим общий случай зацепления колес, каждое из которых нарезано с положительным смещением исходного контура. При этом толщина зуба по делительной окружности больше

ширины впадины (4), (5). Поэтому в зацеплении таких колес делительные окружности не соприкасаются (рис.7). Радиусы этих окружностей r₁ и r₂.

Начальные окружности радиусов r_w1 и r_w2 соприкасаются в полюсе Р. Основные окружности, с которыми связаны эвольвентные профили зубьев, имеют радиусы r_b1 и r_b2. Общая касательная к ним N₁N₂ проходит через полюс Р. Эта линия является общей нормалью к профилям зубьев, соприкасающимся в точке К, и называется линией зацепления. Угол между линией зацепления и общей касательной к начальным окружностям называется углом зацепления.

Соединим точки N₁ и N₂ c центрами колес О₁ и О₂. Полученные углы N₁O₁P и N₂O₂P равны углу зацепления , исходя из перпендикулярности их сторон. Из рассмотрения прямоугольных треугольников O₁N₁P и O₂N₂P следует

r_w1 = , r_w2 = (11)

C учетом зависимостей (3) и (2) формулы (11) можно записать в виде

r_w1 = r₁ = . ,

r_w2 = r₂ = . . (12)

Из рис.7 следует, что межосевое расстояние

a_w = r_w1+r_w2, (13)

или с учетом (12)

а_w = a . (14)

Здесь делительное межосевое расстояние

a = r₁+r₂ = , (15)

где

.

Учитывая, что передаточное отношение i₁₂ = = ,

а также используя (13), радиусы начальных окружностей можно определить по формулам

r_w1 = = a_w, r_w2 = = a_w. (16)

Угол зацепления. Поскольку начальные окружности при вращении колес перекатываются друг по другу без скольжения, толщина зуба на начальной окружности одного колеса s_w1 равна ширине впадины на начальной окружности другого колеса e_w2. Ширину впадины можно определить как разность шага и толщины зуба, а шаг по начальной окружности как отношение длины этой окружности к числу зубьев. Тогда высказанное ранее условие можно записать

s_w1 = - s_w2. (17)

Толщину зуба на начальной окружности можно определить по формуле, аналогичной (9) для расчета толщины зуба на окружности вершин s_a, если в ней индексы «а» заменить на «w»

s_w1 = r_w1[ -2(inv ], s_w2 = r_w2[ - 2(inva_w - inva)]. (18)

Подставив выражения (18) в уравнение (17), используя при этом формулы для расчета толщины зуба на делительной окружности (4) и радиуса делительной окружности (2), а также формулы (12), после преобразований получим

inv tg (19)

где коэффициент суммы смещений

x = x₁+x₂. (20)

Как следует из формулы (19), если x = 0, то а с учетом выражений (12) и (14 ), r_w1 = r₁, r_w2 = r₂, a_w = a. Если же х >0, то , а_w>a.

Необходимо отметить, что условие х =0 соответствует двум вариантам зацепления: х₁ = х₂ = 0 (нулевое зацепление) и х₁ = - х₂ (равносмещенное зацепление), отличающимся размерами высоты головок и ножек зубьев.

Радиусы окружностей вершин. Условием для их определения является равенство стандартной величине радиального зазора с = с^*m расстояния между

окружностью вершин одного колеса и окружностью впадин другого (рис.8). Из этого рисунка следует, что

r_a1 = a_w - r_{f 2} - c^*m,

r_a2 = a_w - r_f1 - c^*m. (21)

Коэффициент перекрытия. Линия зацепления N₁N₂ (рис.9) является геометрическим местом точек касания профилей зубьев колес. Точки пересечения линии зацепления с окружностями вершин ограничивают отрезок g A₂, называемый активной линией зацепления, в пределах которого реально существуют точки касания профилей зубьев. При вращении колес в направлении, показанном на рис.9, зубья колес входят в зацепление в точке А₂ и выходят из зацепления в точке А₁. Для обеспечения непрерывности зацепления колес необходимо, чтобы в момент, когда очередная пара зубьев входит в зацепление, соседняя предыдущая пара не должна дойти до выхода из зацепления и контактирует в точке К. Расстояние А₂К является шагом по линии зацепления р , который равен шагу по основной окружности р_в и связан с шагом по делительной окружности р так же, как связаны между собой радиусы этих

окружностей (3)

р = рcos (22)

Количество пар зубьев, находящихся одновременно в зацеплении в среднем за цикл, определяется коэффициентом перекрытия

. (23)

Как следует из сказанного, для обеспечения непрерывности зацепления необходимо, чтобы Чем больше коэффициент перекрытия, тем более плавно происходит пересопряжение зубьев.

Из рассмотрения прямоугольных треугольников O₁A₁N₁, O₁PN₁, O₂A₂N₂, O₂PN₂ следует

g A₂ = A₁P + PA₂ = (A₁N₁-PN₁) + (A₂N₂-PN₂) =

= r (tg - tg - tg ). (24)

Подставив (24) и (22) в (23), с учетом формул (3) и (2), получим

[z₁(tg - tg )]. (25)

Углы профиля на окружностях вершин и определяются

по формуле (10).

Из анализа зависимости (25) следует, что коэффициент перекрытия возрастает с увеличением числа зубьев колес и убывает с увеличением угла зацепления.

Выбор коэффициентов смещения. Как следует из зависимостей, полученных ранее, величина коэффициентов смещения влияет на толщину зубьев по делительной окружности, на расположение активного участка профиля относительно основной окружности (от этого зависят радиусы кривизны эвольвенты в пределах этого участка), на величины угла зацепления и межосевого расстояния. Эти геометрические параметры оказывают существенное влияние на эксплуатационные характеристики передачи – изгибную и контактную прочность зубьев, интенсивность изнашивания зубчатой пары, плавность работы передачи. Однако, определение коэффициентов смещения, обеспечивающих высокое качество передачи по нескольким показателям, представляет весьма сложную задачу. Кроме того, выбор коэффициентов смещения ограничен рядом условий, рассмотренных ранее - отсутствие подрезания и заострения зубьев, обеспечение непрерывности зацепления. Часто к этому добавляется условие получения заданного межосевого расстояния, например, в соосных передачах. Для упрощения решения этой задачи используют графики, называемые блокирующими контурами (см. справочник [4]). Они представляют собой кривые, построенные для пары чисел зубьев z₁ и z₂ в системе координат х₁, х₂, соответствующие определенным условиям. На рис. 10,11, 12, 13 приведены примеры блокирующих контуров, взятые из справочника [4]. На них изображены следующие кривые: 1 – х₁ = х_1min; 2 – х₂ =

= х_2min; 3 – s_a1 = 0; 4 - (линии s_a2 = 0 и s_a2 = 0,25m находятся за пределами контура). Линии 1, 2, 3, 4 ограничивают область, внутри которой находятся точки, соответствующие допустимым значениям х₁ и х₂. Кроме того, кривые 5 и 6 ограничивают более узкую область, выбор точек внутри которой обеспечивает улучшение некоторых качественных характеристик передачи (прочность зубьев, плавность пересопряжения).

ПОРЯДОК ГЕОМЕТРИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

На первом этапе расчета необходимо выбрать коэффициенты смещения х₁ и х₂. Здесь могут быть различные подходы, в зависимости от вида задания. Если задано межосевое расстояние а_w, то определяют угол зацепления исходя из формулы (14)

= arсcos ( cos (26)

где а находится по формуле (15).

Затем определяют х , исходя из зависимости (19)

х (inv - inv (27)

При этом значение эвольвентной функции находят либо с помощью таблицы (табл. 1), либо по формулам

inv (28)

Распределить по колесам можно с помощью блокирующего контура

(рис. 10-13), или принять

х₁ = х_1min, х₂ = (29)

Здесь х_1min находят по формуле (8).

Если межосевое расстояние а_w не задано, то предварительно выбирают коэффициенты х₁ и х₂ по блокирующему контуру (можно использовать ближайший по числам зубьев z₁ и z₂). Затем определяют угол зацепления по формуле (19) (при этом необходимо пользоваться таблицей эвольвентной функции) и межосевое расстояние по формуле (14). Полученное значение а_w желательно округлить в сторону увеличения. После этого уточняют величины , х₂ с помощью формул (26), (27), (29).

Далее для каждого колеса вычисляют радиусы делительной, основной окружностей, окружности впадин, шаг, толщину зуба и ширину впадины на делительной окружности, радиусы начальной окружности, окружности вершин по формулам (2), (3), (6), (1), (4), (5), (16), (21).

Проверка качества передачи осуществляется аналитически или графически.

Необходимо проверить условие отсутствия заострения зубьев s_a1 и плавности пересопряжения зубьев При этом размеры s_a1 и s_a2 находят вычислением по формулам (9) и (10) или измерением после выполнения чертежа зацепления. Коэффициент перекрытия вычисляют по формуле (25) или (23). В последнем случае величина определяется измерением на чертеже зацепления.

ВЫПОЛНЕНИЕ ЧЕРТЕЖА ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Чертеж выполняется в стандартном масштабе (обычно увеличения). Прежде всего изображают центры колес О₁ и О₂ на расстоянии а_w друг от друга (рис. 14). Далее проводят окружности: начальные, делительные, основные, вершин и впадин. Через точку касания начальных окружностей Р (полюс) проводится линия зацепления

N₁N₂ – касательная к основным окружностям. Положение точек касания N₁ и N₂ уточняется проведением перпендикуляров к линии зацепления из центров колес.

Проведя общую касательную к начальным окружностям в полюсе, обозначают угол зацепления . Измерив его можно сравнить полученную величину с расчетной. Отмечают точки А₁ и А₂ пересечения линии зацепления с окружностями вершин, которые ограничивают активную линию зацепления

Затем строят профили зубьев, соприкасающиеся в полюсе. При этом эвольвенту приближенно можно заменить дугами окружностей (рис. 15), центры которых С₁ и С₂ лежат на линии зацепления. От полюса до основной окружности проводится дуга радиусом РN, а от полюса до окружности вершин – радиусом PN.

Переходная кривая приближенно заменяется дугой окружности радиусом

которой сопрягается главный профиль с окружностью впадин. Если r_f меньше r_b на величину, большую , то часть профиля внутри основной окружности проводится по радиальной прямой, которая сопрягается с окружностью впадин дугой радиуса .

Далее по делительной окружности откладывают размер 0,5s (отличие хорды от дуги в пределах точности построений) и, соединив полученную точку с центром колеса, проводят ось симметрии зуба. Симметричный профиль с другой стороны зуба можно вычертить по шаблону, выполненному по построенному профилю. Этот шаблон можно использовать для вычерчивания соседнего зуба на колесе. Его положение определяется размером е, отложенным по делительной окружности. Зубья на первом и втором колесе строятся аналогично. На каждом колесе должны быть изображены не менее двух зубьев, находящихся в зацеплении. Профили зубьев изображают основной линией, все остальные тонкие. Все размеры обозначают буквами, а их численные значения приводят в расчетной части.

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

1. Какую форму имеет исходный контур для эвольвентных колес?

2. Перечислите основные параметры исходного контура и назовите их стандартные значения.

3. Чем отличается производящий исходный контур?

4. Перечислите основные параметры, определяющие размеры зубьев и их взаимное расположение на колесе.

5. Как определяются радиусы делительной и основной окружностей?

6. Что такое угол профиля и эвольвентный угол и как они связаны между собой?

7. Что представляют собой станочное зацепление и смещение исходного контура?

8. Как определяется толщина зуба колеса по делительной окружности?

9. Как определяется радиус окружности впадин?

10. Что такое подрезание зуба и от чего зависит его появление?

11. Каким образом можно устранить подрезание?

12. Что такое заострение зуба, чем оно вызывается и как его избежать?

13. Что такое линия зацепления?

14. Что такое угол зацепления?

15. Как влияют коэффициенты смещения на угол зацепления, радиусы начальных окружностей и межосевое расстояние?

16. Из какого условия определяются радиусы окружностей вершин?

17. Что такое активная линия зацепления?

18. Что такое коэффициент перекрытия? Как он определяется? Какое его значение предельно допустимо и почему? Как его величина отражается на работе передачи?

19. Из каких соображений выбираются коэффициенты смещения?

a	inva	a	inva	a	inva	a	inva
20,0	0,01490	27,0	0,03829	34,0	0,08110	41,0	0,15370
	0,01514		0,03874		0,08189		0,15503
	0,01537		0,03920		0,08270		0,015636
	0,001561		0,03966		0,08351		0,15770
	0,01585		0,04013		0,08432		0,15905
	0,01609		0,04060		0,08514		0,016041
	0,01634		0,04108		0,08597		0,16179
	0,01659		0,04156		0,08680		0,16317
	0,01684		0,04204		0,08764		0,16456
	0,01709		0,04253		0,08849		0,16596
21,0	0,01735	28,0	0,04302	35,0	0,08934	42,0	0,16737
	0,01760		0,04351		0,09020		0,16879
	0,01787		0,04401		0,09107		0,17022
	0,01813		0,04452		0,09194		0,17166
	0,01840		0,04502		0,09282		0,17311
	0,01867		0,04554		0,09370		0,17457
	0,01894		0,04605		0,09459		0,17604
	0,01921		0,04658		0,09549		0,17752
	0,01949		0,04710		0,09640		0,17901
	0,01977		0,04763		0,09731		0,18051
22,0	0,02005	29,0	0,04816	36,0	0,09822	43,0	0,18202
	0,02034		0,04870		0,09915		0,18355
	0,02063		0,04925		0,10008		0,18508
	0,02092		0,04979		0,10102		0,18663
	0,02122		0,05034		0,10196		0,18818
	0,02151		0,05090		0,10292		0,18975
	0,02182		0,05146		0,10388		0,19132
	0,02212		0,05203		0,10484		0,19291
	0,02243		0,05260		0,10581		0,19451
	0,02274		0,05317		0,10680		0,19612
23,0	0,02305	30,0	0,05375	37,0	0,10778	44,0	0,16774
	0,02337		0,05434		0,10878		0,19938
	0,02368		0,05492		0,10978		0,20102
Продолжение табл.
	0,02401		0,05552		0,11079		0,20268
	0,02433		0,05612		0,11181		0,20435
	0,02466		0,05672		0,11283		0,20603
	0,02499		0,05733		0,11386		0,20772
	0,02533		0,05794		0,11490		0,20942
	0,02566		0,05856		0,11595		0,21114
	0,02601		0,05918		0,11700		0,21286
24,0	0,02635	31,0	0,05981	38,0	0,11806	45,0	0,21460
	0,02670		0,06044		0,11913		0,21635
	0,02705		0,06108		0,12021		0,21812
	0,02740		0,06172		0,12129		0,21989
	0,02776		0,06237		0,12238		0,22168
	0,02812		0,06302		0,12348		0,22348
	0,02849		0,06368		0,12459		0,22530
	0,02885		0,06434		0,12571		0,22712
	0,02922		0,06501		0,12683		0,22896
	0,02960		0,06569		0,12797		0,23081
25,0	0,02998	32,0	0,06636	39,0	0,12911	46,0	0,23268
	0,03036		0,06705		0,13025		0,23456
	0,03074		0,06774		0,13141		0,23645
	0,03113		0,06843		0,13258		0,23835
	0,03152		0,06913		0,13375		0,24027
	0,03192		0,06984		0,13493		0,24220
	0,03232		0,07055		0,13612		0,24415
	0,03272		0,07127		0,13732		0,24611
	0,03312		0,07199		0,13853		0,24808
	0,03353		0,07272		0,13974		0,25006
26,0	0,03395	33,0	0,07345	40,0	0,14097	47,0	0,25206
	0,03436		0,07419		0,14220		0,25408
	0,03479		0,07493		0,14344		0,25611
	0,03521		0,07568		0,14469		0,25815
	0,03564		0,07644		0,14595		0,26021
	0,03607		0,07720		0,14722		0,26228
	0,03651		0,07797		0,14850		0,26436
	0,03695		0,07874		0,14979		0,26646
	0,03739		0,07952		0,15108		0,26858
	0,03784		0,08031		0,15239		0,27071

РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА

1. Теория механизмов и машин /Под ред. К.В. Фролова - М.: Высш. шк., 1987.

2. Левитская О.Н., Левитский Н.И. Курс теории механизмов и машин. – М.:

Высш. шк., 1978.

3. Павлов А.М. Теория плоских зубчатых механизмов: Учеб. пособие. – Л.: ЛПИ, 1987.

4. Болотовский И.А. и др. Справочник по геометрическому расчету эвольвентных зубчатых и червячных передач. – М.: Машиностроение, 1986.

Дата добавления: 2015-08-29