Фактическое передаточное число

.

Для конических редукторов полученное значение и_ф не должно отличаться от заданного более чем на 3 % (5 = 5), т. е. условие выполняется.

Окончательные значения основных размеров зубчатых колес (рис. 3.7) с прямыми и круговыми нормально понижающимися зубьями (осевая форма зубьев I) при межосевом угле Σ = 90^о

Углы делительных конусов:

шестерни ;

колеса .

Делительные диаметры прямозубых колес, мм:

; .

Внешние диаметры прямозубых колес, мм: ;

.

Размеры заготовок колес

Вычисляем размеры заготовки (см. рис. 2.6), мм:

шестерни ; ;

колеса ; ;

Полученные расчетом D_заг и S_заг сравнивают с предельными размерами D_пр и S_пр (см. табл. 3.1). Условия пригодности заготовок:

D_заг1 = 177 ≤ D_пр1 = 200; S_заг1 = 30,4 ≤ S_пр = 125.

Для колеса размеры заготовки не нормированы, следовательно, условия пригодности заготовок выполняются.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение, МПа

.

Перегрузка передачи составляет

,

что меньше допускаемых 5 % перегрузки.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Значения коэффициентов Y_FS1 и Y_FS2, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по табл. 3.11 в зависимости от коэффициента смещения и приведенного числа зубьев:

;

.

Y_FS1 = 3,69; Y_FS2 = 3,59.

Напряжение изгиба в зубьях колеса, мПа,

.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни, МПа,

.

Недогрузка передачи составляет

,

что больше допускаемых 15 % недогрузки.

Уменьшим ширину зубчатого венца на 28 %, что позволит увеличить напряжения изгиба и несколько снизить контактные напряжения за счет уменьшения коэффициента, учитывающего приработку зубьев K_Fβ1. Уменьшать модуль не целесообразно – это приведет к увеличению числа зубьев, которое и так велико.

b^′ = b(1 – 0,28) = 119,6 (1 – 0,28) = 86 мм.

Ψ_bd = b / d_е1 = 86 / 163,4 = 0,53, по табл. 3.7 = 1,16.

Тогда K_Hβ = = 1,16 и K_Fβ = .

.

Недогрузка передачи составляет

,

что меньше допускаемых 15 % недогрузки.

МПа;

МПа.

Недогрузка передачи составляет

,

что теперь меньше допускаемых 15 % недогрузки.

Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Максимальное контактное напряжение σ_Hmax, МПа, определяем по формуле (3.69):

.

Допускаемое напряжение [σ]_Hmax ≈ 2,8 σ_т. В соответствии с данными табл. 3.1 допускаемые контактные напряжения, МПа:

для шестерни [σ]_Hmax ≈ 2,8 σ_т = 2,8 ∙ 750 = 2100;

для колеса [σ]_Hmax ≈ 2,8 σ_т = 2,8 ∙ 320 = 896.

Проверяем условие σ_{H max} ≤ [σ]_{H max} для менее прочного элемента – колеса: 672 ≤ 896 – условие выполняется.

Напряжения изгиба при действии пикового момента, МПа, определяем по формуле (3.70):

для шестерни ;

для колеса .

Допускаемое напряжение , МПа:

для зубьев шестерни ;

для зубьев колеса .

Условие σ_{F max} ≤ [σ]_{F max} выполняется и для шестерни, и для колеса.

Основные параметры рассчитанной передачи сводим в табл. 3.19.

Таблица 3.19

Основные параметры конической передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Внешний торцовый модуль, me, мм	3,8
Угол наклона зубьев, β, град	0
Число зубьев	43	215
Ширина зубчатого венца, мм	86	86
Делительные диаметры, de, мм	163,4	817
Внешние диаметры, dae, мм	170,9	818,4
Углы делительных конусов, δ, град	11,3	78,7