3. Определение основных параметров передачи

   1. Коэффициент ширины венца Ψ _d1 по диаметру шестерни

, принимаем Ψ _d1 0,6.

По таблице А.2 начальный коэффициент концентрации нагрузки принимается K⁰_Hβ = 2,4. Для III – го режима работы коэффициент режима нагрузки Х = 0,5 (см. п. 2.3).

2. Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

- прямозубых: К_Нβ = К ⁰_Нβ  (1  Х) + Х = 2,4  (1 – 0,5) + 0,5 = 1,7

- с круговыми зубьями: .

3. Ожидаемая окружная скорость

Здесь и далее в левой колонке приведены расчеты для передачи с прямыми зубьями, а в правой – для передачи с круговыми зубьями.

м/с, | м/с,

где – коэффициент, принимается по таблице А.4: для прямозубой передачи =800, а для передачи с круговыми зубьями – =1000.

По таблице А.7 назначаем степень точности изготовления

8-я. | 8-я.

4. Коэффициент динамичности нагрузки

По таблице А.5 имеем

K _HV = 1,42 – для колес K _HV = 1,04 – для колес

9-й степени точности (см. с.9). 8-й степени точности (см. с.10).

5. Коэффициент нагрузки

К_Н = К_{Н β}К_НV = 1,71,42 = 2,9414.| К_Н = К_{Н β}К_НV = 1,31,04 = 1,352.

6. По таблице А.8 коэффициент прочности зуба _Н

_Н = 0,85. | _Н = 1,22+0,21 = 1,22+0,214 = 2,06.

7. Коэффициент долговечности К_НД

Для III-го режима работы примем: К_НЕ = 0,56, m = 3 (см. таблицу А.3).

Тогда:

> 1,

принимаем (см. п. 2.6.4).

8. Эквивалентный крутящий момент на валу колеса Т_НЕ2

Т_НЕ = К_НД  Т₂ = 1 465 = 465 Нм.

9. Предварительный диаметр внешней делительной окружности колеса

,

мм. | мм.

Полученный расчетом диаметр округляется до ближайшего значения из ряда стандартных чисел (см. п. 3.1, с.11) и принимается

d_e2 = 450 мм. | d _e2 = 315 мм.

10. Предварительный диаметр внешней делительной окружности шестерни

d _e1 = d _e2 / = 450 / 4 = 112,5 мм. | d _e1 = d _e2 / = 315 / 4 = 78,75 мм.

11. 

    По графику в соответствии с

    рисунком 1-б примем и

    для колес из материала первой

    группы окончательно найдем

    

    примем (см. с.11-12).

    Число зубьев шестерни

По графику в соответствии с

рисунком 1-а примем = 17 и для

колес из материала первой группы

окончательно найдем

примем Z₁=27(см. с.11-12). Примем Z₂=82.

4.3.12 Число зубьев колеса

Z₂ = Z₁ = 27∙4 = 108. Z₂= Z₁ = 21∙4 = 84.

13. Фактическое передаточное число

= Z₂ / Z₁ = 108 / 27 = 4. | = Z₂ / Z₁ = 84 / 21 = 4.

В обоих случаях, фактические передаточные числа равны первоначально заданным.

13. Углы делительных конусов δ₁ , δ₂

δ₂ =arctg =arctg 4=75,9638⁰; δ₂=arctg =arctg 4=75,9638⁰; δ₁=90⁰– δ₂=90⁰–75,9638⁰=14,0362⁰. δ₁=90⁰– δ₂=90⁰–75,9638⁰=14,0362⁰.

13. Модуль внешний окружной

m_e = d_e2 / Z₂ = 450 / 108= 4,17 мм. | m_te = d_e2 / Z₂ = 315/ 84 = 3,75 мм.

4.3.16 Коэффициент смещения (см. таблицы А.9 и А.10)

Х_е1 = 0,38; Х_n1 = 0,29;

Х_е2 = – Х_е1= – 0,38. Х_n2 = – Х _{n 1}= – 0,29.

4.3.17 Внешний диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

dae1=de1+2(1+Xe1) mtecosδ1=112,5+ +2(1+0,38)4,17cos14,03620= =123,67 мм; dae2=de2+ 2(1+Xe2) mte  cosδ2 =450+ +2(1+(–0,38))4,17cos75,96380= = 451,25 мм.

dae1=de1+1,64(1+Xn1) mtecosδ1=78,75+ +1,64(1+0,29)3,75cos14,03620= =86,45 мм; dae2=de2+1,64(1+Xn2) mtecosδ2=315+ +1,64(1+(–0,29))3,75cos75,96380= =316,06 мм.

4.3.18 Внешний диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

dfe1 = de1  2(1,2Xe1)mte  cos δ1= =112,52(1,20,38)4,17cos14,03620= = 105,87 мм; dfe2 = de2  2(1,2Xe2)mte cos δ2= =4502(1,2(0,38))4,17cos75,96380= =446,804 мм.

dfe1 = de1 –1,64 (1,25–Xn1 ) mte cos δ1 = =78,75–1,64 (1,25–0,29)3,75cos14,03620 = =73,02 мм; dfe2 = de2 –1,64 (1,25– Xn2 ) mte cos δ2= =315–1,64 (1,25–(–0,29))3,75 cos75,96380= =312,703 мм.

19. Внешнее конусное расстояние

4.3.20 Ширина венца колеса

b₂ = b₁ =  _bRe  R_e=0,285231,92= b₂ = b₁ =  _bRe  R_e=0,285162,35=

= 66,09 мм; = 46,27 мм;

здесь  _bRe=0,285  коэффициент ширины венца по внешнему конусному расстоянию (см. с.13).