Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи

2.4.1 Определяем главный параметр конической зубчатой передачи – внешний делительный диаметр колеса , мм, по формуле

мм,

где  – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий;

 – коэффициент внутренней динамической нагрузки [6, таблица 16].

Степень точности предварительно назначаем – 8 при окружной скорости до 5м/с [9 глава 2, §2.1.2];

– коэффициент вида конических колес [6, таблица 20].

Принимаем =180 мм.

2.4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни  и колеса  по формулам

; .

2.4.3 Определяем внешнее конусное расстояние , мм, по формуле

мм.

2.4.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм, по формуле

мм,

где = 0,285 – коэффициент ширины венца.

2.4.5 Определяем внешний окружной модуль зацепления , мм, для колес с прямыми зубьями по формуле

 = 2,6 мм,

2.4.6 Определяем число зубьев колеса  и шестерни по формулам

= 69,23;                = 21,97,

принимаем  и .

2.4.7 Определяем фактическое передаточное отношение  и проверяем его отклонение  от заданного значения по формулам

2.4.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни  и колеса  по формулам

;  .

2.4.9 Определяем коэффициент смещения инструмента = .

= 0,28, = –0,28 [6, таблица 21].

2.4.10 Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса

Таблица 6 – Геометрические параметры передачи, мм

Диаметры	Для передачи с прямым зубом
Делительный: шестерни колеса	;
Вершин зубьев: шестерни колеса	= +1,64·(1+ )· ·cos  =  = 57,2+1,64·(1+0,28)·2,6·0,953 = 62,4; = +1,64·(1– )· ·cos  =  = 179,4+1,64·(1–0,28)·2,6·0,304 = 180,3
Впадин зубьев: шестерни колеса	= –1,64·(1,25– )· ·cos =  = 57,2–1,64·(1,25–0,28)·2,6·0,953 = 53,3; = –1,64·(1,25+ )· ·cos  =  = 179,4–1,64·(1,25+0,28)·2,6·0,304 = 177,4

2.4.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни  и колеса

, мм, для конических колес с круговым зубом по формуле

=0,8575· =0,8575·57,2 = 49,05 мм;

=0,8575· =0,8575·179,4 = 153,84 мм.

Уточняем внешнее конусное расстояние

мм.

2.4.12 Проверяем пригодность заготовок колес:

диаметр заготовки шестерни = +6=57,2+6=63,2 мм  мм;

толщина обода колеса  мм  мм.

Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи на контактную выносливость

2.5.1 Определяем окружную силу , Н, в зацеплении по формуле

= 1758 Н.

2.5.2 Определяем окружную скорость колес , м/с, и степень точности передачи по формуле

=3,7 м/с.

Принимаем 8 степень точности [6, таблица 15].

2.5.3 Определяем контактное напряжение в полюсе зацепления , МПа, по формуле

= 357 МПа,

где  – коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес;

 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

 для  – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

 ­ коэффициент осевого перекрытия;

 – коэффициент торцового перекрытия определяем по формуле

2.5.4 Определяем расчетные контактные напряжения , МПа, в зоне зацепления зубьев по формуле

,

где  – коэффициент нагрузки;

= 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

= 1,1 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

возникающую в зацеплении до зоны резонанса [6, таблица 16];

= 1,2 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

= 1,07 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [6, таблица 17].

Недогруз составляет  = 6%, что допустимо.