Для колес с круговыми зубьями me ‘ в этой формуле заменяют на mte ‘

m_te ‘= d _e2 / z ₂ =315/67=4,7 мм

Внешний окружной модуль можно не округлять до стандартного значения по ГОСТ 9563-80, так как одним и тем же режущим инструментом можно нарезать колеса с различными модулями из определенного непрерывного интервала значений.

Определяем внешнее конусное расстояние 5, с.5

R_e ’ = 0,5 m’_te  z₁² + z₂²

Ширина шестерни и колеса

b₁ ’ = b₂ ’ =  _br ’ · R_e ’=0,275·161,45=44,4 мм

Округляем b₁’ и b₂’ до ближайшего значения из ряда R_a40 1, c. 127 по табл.9; b₁= b₂ =45 мм.

Уточняем значения R_e и m_te (m_e ),точность вычислений m_te и m_e не ниже 0,0001.

R_e = b₁ /  _br ’ = 45/0,275=163,64

m_te = 2 R_e /  z₁² + z₂² =

Находим d e2ф

d _e2Ф = z ₂ · m_te = 67·4,6739=313,15 мм

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца

 _br’ = b₂ / R_e =45/163,64=0,275

Определяем средний диаметр шестерни

d _м1 = d _e2Ф · (1 – 0,5 ·  _br ) / U_1Ф = 313,15·(1-0,5·0,275)/4,4667=60,47

Вычисляем окружную скорость на среднем диаметре

V =  · d_m1 · n₁ / (6 ·10⁴ ) =3,14·60,47·972/6·10 =3,08 м/с

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

n _ст = 9 – 0,13 · V + 0,012 · V² при _м = 35.

Ориентировочно находим степень точности передачи

n _ст  =9-0,13·3,08+0,012·3,08²=8,71

Округляем n _ст  до ближайшего меньшего целого значения, получили

n _ст =8

2.3. Проверочный расчет передачи.

Определяем контактные напряжения 5, с.6

_н = 10846 / (Re – 0,5 · b₁ ) ·  T₁ · (U_1Ф² + 1)^1.5 · K_H / (b₁ · U_1Ф · _H)  _нp (4)

где K_H = K_H · K_H · K_H

K_H = 1 для прямозубых, а для передач с круговыми зубьями 6

K_H = 1 + 2,1 · 10^-6 · n _ст⁴ · V + 0,02 · (n _ст – 6)^1,35 = 1+2,1·10 ·8 ·3,08+

+0,02·(8-6) =1,077

K_H - определяем по табл. 10, K_H =1,12

K_H = 1,077·1·1,12=1,21

Вычисляем _н по формуле (4)

_н = МПа

Определяем

Н = _нр - _н / _н · 100% = (660-617)/660·100%=6,52%

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

_F1 = 2000 ·Y_F1’ · K _F · T₁ · U _1Ф / d _e2Ф · b ₁ · m _te ·  _F · (1 – 0,5  _BR)²  _FP1 ; (5)

_F2 = _F1 · Y_F2’/ Y_F1’  _FP2 ,

где  _F = 0,85 для прямозубых колес, для колес с круговыми зубьями  _F принимают по табл.5.

 _F = 0,85 + 0,043 · U _1Ф =0,85+0,043·4,4667=1,04

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

K_F = K_F · K_F · K_F =0,942·1·1,36=1,28

Где K_F = 1 для прямозубых колес, а для колес с круговыми зубьями определяется по формуле

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

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

K_F = 1 + 1,5 · (K_Н -1) =1+1,5·(1-1)=1

K_F находим по выражению

K_F = 1 + _F · (K_H - 1) / _H =1+0,006·(1,12-1)/0,002=1,36

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 · cos ³ _m)

Z_1v = Z₁ / (cos ₁ · cos ³ _m) =15/cos12.619·cos³35=27.27

Z_2v = Z₂ / (cos ₂ · cos ³ _m) =67/cos77.381·cos³35=558.3

Y_F1 =

Y_F2 =

Определяем _F1 по формуле (5)

_F1 = МПа<239 МПа

_F2 = МПа<191 МПа

₁ = (_FP1 - _F1 / _FP1) ·100 %=(239-174,9)/239·100%=26,82%

₂ = (_FP2 - _F2 / _FP2) · 100 % =(191-181,2)/191·100%=0,05%

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

Если это условие не выполняется, то уменьшают z₁ на единицу и повторяют расчет