Находим d e2ф

d _e2Ф = z ₂ · m_te = 60 · 5,063825 = 303,83 мм

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца:

 _br’ = b₂ / R_e = 45 / 157,89474 = 0,285

Определяем средний диаметр шестерни:

303,83 · (1-0,5 · 0,285) / 3,55 = 73,39 мм

Вычисляем окружную скорость на среднем диаметре:

V =  · d_m1 · n₁ / (6 ·10⁴ ) = 3,14 · 73,39 · 735 / (6 · 10⁴) = 2,82 м/с

Степень точности конических передач определяет по формулам 5, с.6

n _ст = 9 – 0,13 · V + 0,012 · V²

n_ст = 8,73

Округляем до ближайшего меньшего целого значения, получили n_ст = 8

2.3. Проверочный расчет передачи.

Определяем контактные напряжения 5, с.6

(4)

где K_H = K_H · K_H · K_H

Для передач с круговыми зубьями 6

K_H = 1 + 2,1 x 10^-6 x x V + 0,02 x (n_ст – 6)^1,35 = 1,07365

K_H - определяем по табл. 10, K_H = 1,035

K_H = 1,1112

Вычисляем _н по формуле (4)

604,911 МПа < 660 МПа

Определяем:

= 8,347 %

Допускаются превышения напряжений _н над _нр не более чем на 5%.

Если это условие не выполняется, то выбирают ближайшее стандартное значение d_е2 и повторяют расчет. Если Н  20%, то выбирают ближайшее меньшее стандартное значение d_е2.

Проверяют зубья шестерни и колеса на выносливость по напряжениям изгиба, использую формулы 5, с.7

(5)

_F2 = _F1 · /  _FP2 ,

где для колес с круговыми зубьями  _F принимают по табл.5.

 _F = 0,85 + 0,043 · 3,55 = 1

Коэффициент нагрузки определяется по формуле: 5, с. 7

K_F = K_F · K_F · K_F = 1,04

где K_F для колес с круговыми зубьями определяется по формуле:

K_F = 4 + (_ - 1) · (n_ст - 5) / (4 x _) = 0,942

где _ - коэффициент перекрытия для передач с круговыми зубьями _ = 1,3;

K_F = 1 + 1,5 x (K_Н -1) = 1

K_F находим по выражению:

K_F = 1 + _F · (K_H - 1) / _H = 1,105

Где _Н и _F - коэффициенты, учитывающие влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля головок зубьев 4, с. 37, (табл. 11), _Н = 0,002; _F = 0,006

Коэффициент формы зуба

где Z_jv - эквивалентное число зубьев, определяется по формуле

Z_jv = Z_j / (cos _j x cos³ _m)

Z_1v = Z₁ / (cos ₁ · cos³ _m) = 34,3416

Z_2v = Z₂ / (cos ₂ · cos³ _m) = 344,37

Определяем _F1 по формуле (5)

_F2 = 173,24 · 4,549 / 4,196 = 186 < 192 МПа

100% = 27,5 %

3,13 %

Допускается превышение напряжений _Fj над _FPj не более чем на 5% .

2.4. Определение геометрических размеров зубчатых колес.

Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса с точностью до 0,001 мм.

d _e1 = z ₁ · m_te = 17 · 5,063825 = 86,085 мм

d _e2 = z ₂ · m_te = 60 · 5,063825 = 303,8295 мм

Внешние диаметры вершин зубьев:

d_аe1 = d _e1 + 2·(1 + х₁) m_te · cos ₁ · cos_m = 104,3635 мм

d _аe2 = d _e2 +2·(1 + х₂) m_te · cos₂ · cos_m = 309,0084 мм

Внешние высоты головок и ножек зубьев:

h_аe1 = (1 + х₁) m_te · cos_m = 9,5 мм

h_аe2 = (1 - х₂) m_te · cos_m = 6,438 мм

h_fe1 = (1,2 + х₁) m_te · cos_m = 6,55 мм

h_fe2 = (1,2 - х₂) m_te · cos _m = 4,15 мм

2.5 Определение сил в конической зубчатой передаче Окружная сила на среднем диаметре:

F_t1 = 2T₁ · 10³ / d_m1 = 6581,4 Н

Для передачи с круговыми зубьями осевая сила на шестерне при совпадении направления ее вращения с направлением наклона зуба шестерни определяется:

F_а1 = F_t1 · (0,44 · sin₁ + 0,7 · cos₁) = 5222 Н

При противоположном направлении ее вращения:

F_а1 = F_t1 · (0,44 · sin ₁ – 0,7 · cos ₁) = - 3643 Н

Радиальная сила на шестерне для первого случая:

F_r1 = F_t1 · (0,44 · cos₁ – 0,7 · sin₁) = 1530 Н

Для второго случая:

F_r1 = F_t1 · (0,44 ·cos₁ + 0,7 · sin₁) = 4042 Н

Осевая и радиальная силы на колесе соответственно равны:

F_а2 = F_r1 = 1530 Н F_r2 = F_а1 = 5222 Н

F_а2 = F_r1 = 4042 Н F_r2 = F_а1 = -3643 Н