4.1.5 Определение внешнего окружного модуля

Примем число зубьев шестерни z₁= 20 . Число зубьев колеса:

Z₂= z₁i_ред= 20^. 3,15=63,

Внешний окружной модуль:

. Принимаем

Определим углы при вершинах делительных конусов

сtgδ₁= tgδ₂= i_ред

δ₂=arctg i_ред= arctg 3,15= ;

тогда δ₁=90- δ₂= 90- = .

Определяем внешнее конусное расстояние

R_e=0,5^. d_е2/ sinδ₂=0,5^. 125/0,952=65,6мм

Определяем ширину зубчатого венца

b =0,285^.R_e=0,285^.65,6 =18,7мм, при этом должно выполняться условие:

b<10 m=20мм, b=18,7 мм, условие выполняется.

Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1=m_tez₁=2^.20=40мм

Средний делительный диаметр шестерни:

d₁=2(R_e-0,5b)sinδ₁= 2(65,6 -0,5^.18,7)0,292 =32,85мм.

Определяем средний окружной модуль:

m_m=d₁/z₁=32,85/20=1,64 мм.

Определяем среднюю окружную скорость:

.

Примем степень точности 8 [3, табл.5].

4.1.6 Проверка величины расчетного контактного напряжения

,

К_н – уточненное значение нагрузки.

К_Н= К_НА К_НВ К_НV [3, табл.7;8;9]

где К_Нα- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач К_Нα=1;

К_Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Нβ =1,15, [3, табл.4];

К_НV – коэффициент динамичности нагрузки, К_НV=1…1,15; принимаем К_НV=1,1

К_Н= 1^.1,15^.1,1=1,265 ,тогда расчетное контактное напряжение:

.

Полученное значение расчетного напряжения должно находиться в пределах (0,8…1,05) [σ]_Н=668,6….877,8 МПа, условие выполняется.

4.1.7 Проверка на пиковые нагрузки по контактным напряжениям

,

где σ_н – расчетное напряжение; [σ]_нпр – предельно допускаемое напряжение;

[σ]_н =40HRC=40^.48= 1920МПа; Т_пик/Т_н=1,8

σ_нпик =828,8 =1112МПа ; <[σ]_нпр – условие выполнено.

4.1.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе

,

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев

z_v=z₁/ cosδ; z_v1= 20/0,953 = 22 ; z_v2=63/0,953 =66,1

Y_F1=4,07 ; Y_F2= 3,62 [3, с.42].

K_F – коэффициент нагрузки.

К_F= К_Fα К_Fβ К_FV [3, табл.9; 10].

где К_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Fβ=1,2;

К_FV – коэффициент динамичности нагрузки К_FV=1,1.

K_F =1^.1,2^.1,1 =1,32

Окружная сила в зацеплении:

Расчет выполняется для менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, у которого отношение []_F/Y_F имеет меньшее значение:

[]_F1/Y_F1 > []_F2/Y_F2;

Менее прочным является колесо, тогда:

.

4.1.9 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных нагрузках

. [2 с.18]

где σ_F – расчетное напряжение изгиба; σ_F =245,5 МПа; Т_пик/Т_ном=1,8

.

4.1.10 Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении

Внешняя высота зуба:

h_e=2m_te=2^. 2=4,0 мм

Внешняя высота головки зуба:

h_ае1=m_te= 2,0 мм;

Внешняя высота ножки зуба:

h_ае2=1,2m_te= 1,2^. 2,0 =2,4 мм

Угол ножки зубьев шестерни и колеса:

Угол головки зуба шестерни и колеса:

Внешний диаметр вершин зубьев:

d_ae1=d_e1+2h _ae1cosδ₁= 40+2^.2,4^.0,955 =44,56мм d_ae2=d_e2+2h _ae2cosδ₂= 140+2^.2,4^.0,275 =126,32 мм

Силы в зацеплении зубчатых колес:

Таблица 4 Основные параметры конической передачи редуктора

№	Наименование параметра	Обозначение и числовое значение
1	Вращающий момент на ведущем валу, Нм	Т2=99,5
2	Угловые скорости валов, рад/с	ω1=73,22 ω2=23,1
3	Передаточное число	iред=3,15
4	Материал шестерни	Сталь 40ХН
5	Твердость зубьев, HRC : шестерни колеса	48 48
6	Число зубьев : шестерни колеса	Z1=20 Z2=63
7	Внешний окружной модуль, мм	mte=2,0
8	Внешний делительный диаметр, мм: шестерни колеса	de1=40 de2=125
9	Углы делительных конусов	δ1= δ2=
10	Внешнее конусное расстояние, мм	Re=65,6
11	Ширина венца, мм	b=18,7
12	Окружная сила в зацеплении, Н	Ft=1924
13	Радиальная сила в зацеплении, Н	Fr1=408
14	Осевая сила в зацеплении, Н	Fa1=665
15	Степень точности	8-В
16	Средний нормальный модуль зубьев, мм	mn=1,78
17	Средняя окружная скорость, м/с	V=2,55