2.7 Эквивалентные вращающие моменты на валу колеса the2, tfe2

T_HE2 = K_HД  Т₂; Т_FE2 = К_FД  T₂, Нм,

где К_НД и К_FД – коэффициенты долговечности (см.п.п.2.6.4).

3 Проектный и проверочный расчеты передачи

Геометрические параметры конических зубчатых колес определяют по ГОСТ 19624-74 для передач с прямыми зубьями и по ГОСТ 19326-73 для передач с круговыми зубьями.

3.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса

, мм,

где К_Н – коэффициент нагрузки (см. п. 2.6.6.);

Т_НЕ2 – эквивалентный крутящий момент на валу колеса, Нм (см. п. 2.7.);

[σ]_Н – допускаемое контактное напряжение, МПа (см. п. 2.5.);

– коэффициент прочности зуба колеса, принимают по таблице А.8.

Полученное расчетом значение округляют до ближайшего значения из ряда стандартных чисел (мм) по ГОСТ 12289-76, окончательно принимая значение :

1-й ряд: 50; 63; 80;100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250…

2-й ряд: 56; 71; 90; 112; 140; 180; 225; 280; 355; 450; 560; 710; 900; 1120;1400…

Стандартные значения можно при необходимости продолжить [6, c.49] .

3.2 Диаметр внешней делительной окружности шестерни

, мм.

Полученное значение не округлять.

3.3 Число зубьев шестерни

П о рисунку 1 в зависимости от диаметра внешней делительной окружности шестерни и предварительного значения передаточного числа передачи определяем предварительное число зубьев шестерни .

По полученному по графикам в соответствии с рисунком 1 значению определяют окончательное значение числа зубьев шестерни в зависимости от вида термической обработки материалов шестерни и колеса:

− если шестерня и колесо выполнены из материалов первой группы (твердость зубьев шестерни и колеса меньше 350 НВ);

− если шестерня выполнена из материала второй группы (твердость зубьев шестерни больше 350 НВ), а колесо − из материала первой группы (твердость зубьев колеса меньше 350 НВ);

− если шестерня и колесо выполнены из материала второй группы (твердость зубьев шестерни и колеса больше 350 НВ).

Значение округляют до целого числа.

3.4 Число зубьев колеса

Значение также округляют до целого числа.

3.5 Фактическое передаточное число

.

Отклонение фактического передаточного числа от первоначально заданного:

.

3.6 Геометрические размеры передачи

3.6.1 Модуль внешний окружной

m_e = d_e2 / z₂ , мм. m_te = d_e2 / z₂ , мм.

Для силовых передач принимать модуль m_e(m_te) менее 1,5 мм не желательно [1, с.50]. Полученный модуль называют производственным и округлять его до стандартного значения не обязательно.

Здесь и далее, если запись ведется двумя колонками, то в левой колонке записаны расчетные формулы и расчеты для конической передачи с прямыми зубьями, а в правой – для конической передачи с круговыми зубьями. Если разделения по колонкам нет, то формулы и расчеты одинаковы для обоих типов конических передач.

3.6.2 Углы делительных конусов колеса и шестерни δ₂ , δ₁

δ₂ = arctg , δ₁ = 90⁰ – δ₂ , град.

3.6.3 Внешнее конусное расстояние

.

3.6.4 Ширина колеса и шестерни

b₂ = b₁ = ,

где = 0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию по ГОСТ 12289-76.

Полученное значение можно округлить до ближайшего целого значения, желательно из стандартного ряда R_a20 ГОСТ 6636-69 (приведен с сокращениями): 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100. В случае необходимости могут использоваться значения из ряда R_a40 и из дополнительного ряда ГОСТ6636-69.

3.6.5 Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса

d_e1 = m_e Z₁ ; d_e1 = m_te Z₁ ;

d_e2 = m_e Z ₂. d_e2 = m_te Z ₂.

3.6.6. Внешний диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

d _ae1 = d_e1 + 2(1+X_e1) m_e  cos δ₁; d_ae1 = d_e1 +1,64 (1+X_n1 ) m_te cos δ₁;

d_ae2 = d_e2 + 2(1+X_e2)  m_ecos δ₂. d_ae2 = d_e2 +1,64 (1+ X_n2 ) m_te cos δ₂.

Коэффициенты смешения X_e и X_n следует принимать по таблицам А.9 и А.10. Для передач, у которых значения Z₁ и находятся в интервалах между указанными значениями в таблице А.9 и А.10, коэффициенты смещения принимают по верхней границе интервала, например: в таблице А.10 при Z₁ = 17 используют Z₁ = 18.

Коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев колес [4, с.122] принимается равным:

X_e2 = – X_e1 . | X_n2 = – X_n1.

3.6.7 Внешний диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

d _fe1 = d_e1  2(1,2X_e1)m_e  cos δ₁; d_fe1 = d_e1 –1,64 (1,25–X_n1 ) m_te cos δ₁;

d_fe2 = d_e2  2(1,2X_e2)m_e cos δ₂. d_fe2 = d_e2 –1,64 (1,25– X_n2 ) m_te cos δ₂.

3.6.8 Среднее конусное расстояние R_m

R_m = R_e – 0,5 b₂ , мм.

3.6.9 Модуль средний расчетный m_m , m_mn

здесь β_m = 2945⁰ , для расчетов принято β_m = 35⁰; .

, мм. , мм;

3.6.10 Средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂

d ₁ = m_mZ ₁ ; ;

d₂ = m_mZ ₁, мм. , мм.

3.6.11 Окружная скорость в конической передаче

Окружная скорость определяется исходя из среднего делительного диаметра шестерни d₁

, м/с.