Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: Археология Биология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Техника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ? Влияние общества на человека Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления	Главная Избранные Случайная статья Познавательные Новые добавления Обратная связь FAQ В. Е. Костин, В. Н. Тышкевич, А. В. Саразов, А. В. Синьков Стр 1 из 13Следующая ⇒ В. Е. Костин, В. Н. Тышкевич, А. В. Саразов, А. В. Синьков   Расчёт и проектирование механических передач с использованием системы Компас–3D   Волгоград 2010 ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНтСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Волжский политехнический институт (филиал) государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования «волгоградский государственный технический университет»     В. Е. Костин В. Н. Тышкевич, А. В. Саразов А. В. Синьков     Расчёт и проектирование механических передач с использованием системы Компас–3D   Учебное пособие       Волгоград 2010 УДК 621.81     Рецензенты:   докт. техн. наук, проф. ВИСТЕХ В. М. Рогожкин; канд. техн. наук доц. МЭИ В. В. Староверов     Издается по решению редакционно-издательского совета Волгоградского государственного технического университета               Костин, В. Е., Тышкевич, В. Н., Саразов, А. В., Синьков, А. В. Расчёт и проектирование механических передач с использованием системы Компас–3D: учеб. пособие / В. Е. Костин, В. Н. Тышкевич, А. В. Саразов, А. В. Синьков; ВПИ филиал) ВолгГТУ. – Волгоград, 2010. – 97 с. ISBN 978–5–9948–0418-6   Учебное пособие содержит методику, справочные данные и примеры выполнения расчётно-проектных заданий для расчёта и проектирования механических передач, в том числе с использованием системы Компас-3D. Предназначено для студентов всех форм обучения, изучающих дисциплины: «Детали машин и основы конструирования», «Механика», «Прикладная механика».                 ISBN 978–5–9948–0418-6 Ó Волгоградский государственный технический университет, 2010                                                                          Ó Волжский политехнический                                              институт, 2010                       ОГЛАВЛЕНИЕ Задание …………………………………………………………………. 5 Расчётно-проектное задание № 1 …………………………. 7 1.1. Выбор электродвигателя …………………………………………. 77 1.2. Кинематический расчёт привода …………………………………   1.3. Определение срока службы привода …………………………….. 10 1.4. Пример выполнения расчётно-проектного задания № 1 ……….. 10 1.5. Контрольные вопросы к расчётно-проектному заданию № 1 ….. 12 Расчётно-проектное задание № 2 Расчёт цепной передачи …………………………………… 13 2.1. Порядок расчёта цепной передачи ……………………………….. 13 2.2. Проектный расчёт …………………………………………………. 13 2.3. Проверочный расчёт ………………………………………………. 17 2.4. Конструирование звёздочек роликовых цепей ………………….. 19 2.5. Разработка рабочего чертежа звёздочки роликовой цепи ……… 21 2.6. Пример выполнения расчётно-проектного задания № 2 ……….. 23 2.7. Расчёт и проектирование цепной передачи с помощью системы КОМПАС-3D …………………………………………………………... 27 2.8. Контрольные вопросы к расчётно-проектному заданию № 2 ….. 37 Расчётно-проектное задание № 3 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи …………….. 39 3.1. Выбор материалов зубчатых колес и термической обработки … 39 3.2. Допускаемые напряжения ………………………………………… 39 3.3. Проектный расчёт на контактную прочность …………………… 41 3.4. Проверочный расчёт ………………………………………………. 42 3.5. Конструирование колеса ………………………………………….. 45 3.6. Разработка рабочего чертежа цилиндрического зубчатого колеса …………………………………………………………………… 47 3.7. Пример выполнения расчётно-проектного задания №3 ………... 49 3.8. Расчёт и проектирование цилиндрической зубчатой передачи с помощью системы КОМПАС-3D …………………………………….. 53 3.9. Контрольные вопросы к расчётно-проектному заданию № 3 ….. 58 Расчётно-проектное задание № 4 Расчёт закрытой конической зубчатой передачи ……… 60 4.1. Проектный расчёт …………………………………………………. 60 4.2. Проверочный расчёт ……………………………………………… 60 4.3. Определение конструктивных элементов конического колеса... 63 4.4. Разработка рабочего чертежа конического зубчатого колеса ….. 64 4.5. Пример выполнения расчётно-проектного задания №4 ………... 66 4.6. Расчёт и проектирование конической зубчатой передачи с помощью системы КОМПАС-3D …………………………………….. 70 4.7. Контрольные вопросы к расчётно-проектному заданию № 4 ….. 75 Расчётно-проектное задание № 5 Расчёт клиноремённой передачи …………………………. 77 5.1. Проектный расчёт …………………………………………………. 77 5.2. Проверочный расчёт ………………………………………………. 85 5.3. Конструирование шкивов клиноременной передачи …………… 85 5.4. Разработка рабочего чертежа шкива клиноременной передачи 87 5.5. Пример выполнения расчётно-проектного задания № 5 87 5.6. Расчёт и проектирование клиноремённой передачи с помощью системы КОМПАС-3D ………………………………………………… 90 5.7. Контрольные вопросы к расчётно-проектному заданию № 5 ….. 93 Список рекомендуемой литературы ………………………………….. 96 ЗАДАНИЕ Для заданной схемы привода требуется: 1) Подобрать электродвигатель, выполнить кинематический расчёт привода, определить срок службы привода в часах. 2) Выполнить расчёт цепной передачи, разработать конструкцию и рабочий чертёж ведущей звёздочки. 3) Выполнить расчёт цилиндрической зубчатой передачи, разработать конструкцию и рабочий чертёж зубчатого колеса. 4) Выполнить расчёт конической зубчатой передачи, разработать конструкцию и рабочий чертёж зубчатого колеса. 5) Выполнить расчёт клиноремённой передачи, разработать конструкцию и рабочий чертёж ведомого шкива. Исходные данные подбираются согласно номеру варианта из таблицы 1. Номер варианта выдаётся преподавателем на первом занятии. При оформлении графической части работы в основных надписях рабочих чертежей деталей указывается шифр. Шифр составляется следующим образом: - вид работы – РПЗ (расчётно-проектное задание); - дисциплина, по которой выполнятся работа (ДМ – детали машин и основы конструирования, ПМ – прикладная механика, М – механика) - год выполнения работы (10 – 2010 г.); - шифр кафедры, на которой изучается дисциплина (ВКМ); - курс и семестр (например: 3-й курс, 5-й семестр – 03.05.); - номер расчётно-проектного задания; - вариант (по таблице 1). Пример шифра работы, соответствующей: выполнению расчётно-проектного задания №5 по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» в 5-м семестре на 3-м курсе по варианту №26 в 2009 г.:   РПЗ.ДМ.09.ВКМ.03.05.05.26   Рис. 1. Схема привода   Таблица 1. Исходные данные Номер варианта Мощность на ведомой звёздочке Р, кВт Частота вращения ведомой звёздочки n, об/мин Срок службы привода в годах LГ Число смен nс Характер нагрузки Угол наклона к горизонту линии центров цепной передачи qц, град Угол наклона к горизонту линии центров клиноремённой передачиqр, град Тип конической зубчатой передачи Тип цилиндрической зубчатой передачи 1 2,5 40 3 1 Р 10 45 К К 2 2 100 4 2 П 15 10 П П 3 3,1 65 5 3 Т 0 15 К К 4 4 90 6 1 Р 30 30 П П 5 1,5 120 7 3 Т 40 0 К К 6 1,1 58 5 2 П 20 20 П П 7 4,5 75 3 1 Р 35 25 К К 8 3,6 60 6 2 П 45 35 П П 9 5,1 110 7 3 Т 30 40 К К 10 6 84 4 2 Р 25 60 П П 11 2,2 35 8 3 П 0 65 К К 12 4,3 13 5 2 Т 10 70 П К 13 1,7 95 4 1 Р 15 75 К П 14 2,9 115 3 2 Р 20 60 П К 15 3,2 45 6 3 П 25 50 К П 16 6,1 150 7 1 Т 30 45 П К 17 2,6 63 4 2 Р 35 40 К П 18 1,6 71 5 3 П 40 35 П К 19 1,8 85 4 1 Т 45 30 К П 20 4,6 130 6 2 П 50 25 П К 21 0,9 32 7 3 Т 55 20 К П 22 1,4 56 5 1 Р 60 15 П К 23 3 112 3 3 Т 65 10 К П 24 2,8 124 6 2 П 70 35 П К 25 6,3 145 7 1 Т 75 45 К П Обозначения по столбцам: Столбец «Характер нагрузки» Р – равномерная; П – переменная; Т – толчкообразная. Столбец «Тип конической зубчатой передачи»: П – прямозубая; К – с круговым зубом. Столбец «Тип цилиндрической зубчатой передачи»: П – прямозубая; К – косозубая. Расчётно-проектное задание № 1 Выбор электродвигателя Рис. 1.1 Схема привода Требуемая мощность электродвигателя зависит от мощности на исполнительном механизме привода (в приведённой схеме – на ведомой звёздочке), а частота вращения вала электродвигателя зависит от частоты вращения вала ведомой звёздочки. Определяем требуемую мощность электродвигателя Pдв по формуле (1.1), кВт: (1.1) где P5 – мощность на ведомой звездочке; h0 = - общий коэффициент полезного действия привода (КПД). общий коэффициент полезного действия привода: , (1.2) где hцп – кпд цепной передачи, hц – кпд цилиндрической зубчатой передачи, hк - кпд конической зубчатой передачи, hрп – кпд ремённой передачи, hп – кпд пары подшипников качения. Значения коэффициентов полезного действия механических передач, муфт и подшипников качения выбираются из таблицы 1.1. Номинальная мощность электродвигателя должна быть не меньше требуемой, то есть должно соблюдаться условие . Номинальная мощность электродвигателя, его тип и номинальное число оборотов выбираются из таблицы 1.2. Таблица 1.2. Таблица 1.3. Расчёт цепной передачи Проектный расчёт Ориентировочно определить шаг приводной цепи р (мм) можно по формуле (рис. 2.2): . (2.1) Полученное значение шага цепи р округлить до ближайшего большего стандартного по табл. 2.1. число зубьев ведущей звёздочки рекомендуется рассчитывать по формуле: . (2.2) полученное значение z 1 округлить до целого нечетного числа, что в сочетании с нечётным числом зубьев ведомой звёздочки z 2 и чётным числом звеньев цепи lp обеспечит более равномерное изнашивание зубьев звёздочек и шарниров цепи. Определяем число зубьев ведомой звёздочки . (2.3) Полученное значение z 2 рекомендуется округлить до целого нечётного числа. Для предотвращения соскакивания цепи необходимо, чтобы максимальное число зубьев ведомой звёздочки не превышало 120 (z 2 £ 120). Определяем фактическое передаточное число . (2.4) Отклонение фактического передаточного числа от заданного . (2.5) Таблица 2.1. Проверочный расчёт Проверяем частоту вращения ведущей звёздочки по условию n 4 £ [ n ], где  (об/мин) – допускаемая частота вращения. Проверяем число ударов цепи о зубья звёздочек по условию: , (2.21) где  - допускаемое число ударов. Определяем фактическую скорость цепи, м/с: . (2.22) Таблица 2.3. Условия работы передачи	Коэффициент
обозначение	значение
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная или толчкообразная		Кд	1 1,2…1,5
Регулировка межосевого расстояния	Передвигающимися опорами Оттяжными звёздочками или нажимным роликом Нерегулируемые передачи		Крег	1   1,1 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звёздочек к горизонту	q £ 60о q > 60о	К q	1 1,25
		q = 0…40о q = 40…90о	k в	1,15 1,05
Способ смазывания	Непрерывный (в масляной ванне) Капельный Периодический		Кс	0,8 1, 1,5
Режим работы	Односменный Двухсменный Трёхсменный		Кр	1 1,25 1,5

Определяем окружную силу, передаваемую цепью, Н:

.

(2.23)

Проверяем давление в шарнирах цепи, МПа:

,

(2.24)

где К_э - эксплуатационный коэффициент, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи;

.

(2.25)

Значения поправочных коэффициентов выбираются из таблицы 2.3.

Допускаемое давление в шарнирах цепи [ p ] необходимо уточнить в соответствии с фактической скоростью цепи v по таблице 2.4.

Таблица 2.4.

Таблица 2.5.

Коэффициент

Передача

горизонтальная с углом наклона до 40^о с углом наклона свыше 40^о вертикальная К _f 6 4 2 1

Таблица 2.6.

Таблица 2.7.

Расчёт цепной передачи.

Определяем шаг приводной цепи, мм:

.

Принимаем цепь ПР-31,75-8900, с шагом р=31,75 мм. Разрушающая нагрузка для цепи F _р =89000 Н. Диаметр валика d ₁ =9,53 мм, диаметр ролика d ₃ =19,05 мм, ширина цепи b ₃ =19,05 мм. Масса 1 м цепи q =3,8 кг.

Определяем число зубьев ведущей звёздочки:

.

Определяем число зубьев ведомой звёздочки: .

Фактическое передаточное число .

Отклонение от заданного .

Принимаем межосевое расстояние, равное  мм.

Межосевое расстояние в шагах цепи .

Число звеньев цепи

.

Принимаем .

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

Фактическое межосевое расстояние  мм.

монтажное межосевое расстояние  мм.

Длина цепи  мм.

Делительные диаметры:

ведущей звёздочки  мм,

ведомой звёздочки  мм.

Геометрическая характеристика зацепления .

По таблице 2.2 определяем коэффициент высоты зуба K = 0,555.

Диаметры окружности выступов:

ведущей звёздочки

 мм,

ведомой звёздочки

 мм.

радиус впадины зуба  мм.

Диаметры окружности впадин:

ведущей звёздочки

 мм,

ведомой звёздочки

 мм.

 

Проверочный расчёт.

Частота вращения ведущей звёздочки .

Допускаемая частота  об/мин.

Число ударов цепи о зубья звёздочек .

Допускаемое число ударов

Фактическая скорость цепи  м/с.

Окружная сила  Н.

Определяем эксплуатационный коэффициент:

,

где К_д = 1 - коэффициент динамичности при спокойной нагрузке, К_с=1,5 - коэффициент, учитывающий способ смазки (при периодическом смазывании), К _q =1 - коэффициент, учитывающий наклон линии центров передачи к горизонту (принимаем угол наклона линии центров q <60 ^o), К_рег=1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния (для нерегулируемых передач) К_р=1,25 - коэффициент режима работы (при двухсменной работе).

.

Проверка цепи по давлению в шарнирах цепи, МПа:

,

допускаемое давление в шарнирах цепи, согласно таблице 2.4,  МПа.

Силы, действующие в передаче:

  Н - сила предварительного натяжения цепи от провисания,

 Н – натяжение от центробежных сил.

Проверим цепь на прочность по коэффициенту запаса прочности

.

Определим силу давления цепи на вал, Н

.

 

Допускаемые напряжения

Проверочный расчёт

Окружная скорость, м/c:

.

(3.17)

По окружной скорости назначают степень точности передачи по таблице 3.4.

Таблица 3.4.

Степени точности прямозубых цилиндрических передач

Степень точности	Окружная скорость, м/с
	прямозубые	косозубые
6	До 18	До 30
7	До 12	До 15
8	До 6	До 10
9	До 2	До 4

 

Коэффициент K_{H a}, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых передач, определяют по графику на рис. 3.1. Для прямозубых передач K_{H a} =1. Коэффициент K_{F a}  для косозубых колёс определяется по таблице 3.5 в зависимости от степени точности. Для прямозубых колёс K_{F a} =1. По степени точности и окружной скорости по таблице 3.6 определяются коэффициенты динамической нагрузки при расчёте по контактным напряжениям K_Hv и напряжениям изгиба K_Fv. Коэффициенты концентрации нагрузки для прирабатывающихся колёс , .

Таблица 3.5.

Значения коэффициента K_{F a}

Степень точности	6	7	8	9
Коэффициент KF a	0,72	0,81	0,91	1

Таблица 3.6.

Значения коэффициентов K_Hv, K_Fv при НВ₂ £ 350

Степень точности	Коэффициент	Окружная скорость, м/с
		1	2	4	6	8	10
6	KHv	1,03/1,01	1,06/1,06	1,12/1,03	1,17/1,04	1,23/1,06	1,28/1,07
	KFv	1,06/1,02	1,13/1,05	1,26/1,1	1,40/1,15	1,58/1,2	1,67/1,25
7	KHv	1,04/1,02	1,07/1,03	1,14/1,05	1,21/1,06	1,29/1,07	1,36/1,08
	KFv	1,08/1,03	1,16/1,06	1,33/1,11	1,50/1,16	1,67/1,22	1,80/1,27
8	KHv	1,04/1,01	1,08/1,02	1,16/1,04	1,24/1,06	1,32/1,07	1,4/1,08
	KFv	1,10/1,03	1,20/1,06	1,38/1,11	1,58/1,17	1,78/1,23	1,96/1,29
9	KHv	1,05/1,01	1,1/1,03	1,2/1,05	-	-	-
	KFv	1,13/1,04	1,28/1,07	1,50/1,14	-	-	-

Примечание: В числителе приведены данные для прямозубых колёс, в знаменателе – для косозубых.

 

Силы, действующие в зацеплении, Н:

- окружная сила ;

- осевая сила ;

- радиальная сила , где a = 20^о - угол зацепления;

- нормальная (полная) сила .

Проверку прочности зубьев по контактным напряжениям проводят по формуле:

,

(3.18)

где  - коэффициент расчетной нагрузки, K – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K=376, для прямозубых K=436.

Если величина  не превышает принятую ранее (в проектном расчёте), проверка зубьев на контактную прочность не требуется.

Рис. 3.1. График для определения коэффициента K_Ha по кривым степени точности

Таблица 3.7.

Коэффициент формы зуба Y_F

z	YF	z	YF	z	YF	z	YF	z	YF	z	YF
16	4,28	24	3,92	30	3,80	45	3,66	71	3,61	180	3,62
17	4,27	25	3,90	32	3,78	50	3,65	80	3,61	¥	3,63
20	4,07	26	3,88	35	3,75	60	3,62	90	3,60	-	-
22	3,98	28	3,81	40	3,70	65	3,62	100	3,60	-	-

Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба:

,	(3.19)
,

где - коэффициент расчётной нагрузки, Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба, определяется по таблице 3.7 в зависимости от числа зубьев.

Конструирование колеса

Конструкция зубчатого колеса зависит от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.

Основные конструктивные элементы колеса – обод, ступица и диск (рис. 3.2).

Обод воспринимает нагрузку от зубьев и должен быть достаточно прочным и в то же время податливым, чтобы способствовать равномерному распределению нагрузки по длине зуба.

Ступица служит для соединения колеса с валом.

Диск соединяет обод и ступицу. Иногда в диске колеса выполняют отверстия, которые используются при транспортировке и обработке колёс, а при больших габаритах уменьшают массу колеса.

В проектируемых редукторах зубчатые колёса получаются, как правило, относительно небольших диаметров, поэтому их целесообразно изготавливать из круглого проката, поковок или горячештампованных заготовок. Ступицу зубчатых колес цилиндрических редукторов обычно располагают симметрично относительно обода.

В конструктивном расчёте элементов обода, диска и ступицы используются размеры колеса, полученные в проектном расчёте: диаметр вершин зубьев , ширина колеса  и нормальный модуль .

Толщина обода, мм:

.

Полученное значение округлить до ближайшего большего целого числа (d₀ ³ 8 мм).

Толщина диска, мм:

.

Полученное значение округлить до ближайшего большего целого числа.

Внутренний диаметр ступицы (в данной работе определяем ориентировочно), мм:

,

где [ t ] = 20 МПа – допускаемое напряжение при кручении.

Полученное значение округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров (R_a40).

Наружный диаметр ступицы, мм:

.

Длина ступицы, мм:

.

Для уменьшения массы и экономии материала в диске колеса обычно предусматривают 4…6 отверстий. Диаметр центров отверстий в диске колеса, мм:

.

Диаметры отверстий в диске колеса, мм:

.

Радиусы закруглений обычно принимают R ³ 6 (мм) и уклоны - g ³ 7 ^o.

Размеры фасок принимают по табл. 3.8.

 

Таблица 3.8.

Стандартные размеры фасок

Диаметр ступицы или обода, мм	св. 20 до 30	св. 30 до 40	св. 40 до 50	св. 50 до 80	св. 80 до 120	св. 120 до 150	св. 150 до 250	св. 250 до 500
f, мм	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0

Расчёт зубчатой передачи.

Определим межосевое расстояние из условия контактной прочности

где К _Н = 1,4 – коэффициент расчётной нагрузки,

ψ_а = 0,4 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

 мм.

Принимаем а _w = 160 мм.

Модуль зацепления   мм.

Принимаем модуль по стандарту  мм.

Числа зубьев:

суммарное z_Σ = ;

шестерни z₁ = ;

колеса .

Фактическое передаточное число:

.

Отклонение передаточного числа от стандартного:

.

Геометрические размеры зацепления:

- диаметры делительных окружностей, мм:

;

;

- диаметры окружностей вершин, мм:

;

;

- диаметры окружностей впадин, мм:

;

;

- ширина зубчатого венца колеса  мм;

- ширина шестерни  мм;

- фактическое межосевое расстояние  мм.

Проверочный расчет.

Окружная скорость, м/с:

.

Степень точности изготовления передачи 9.

Определяем коэффициенты расчётной нагрузки при расчёте по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

,

.

Определяем коэффициенты динамичности нагрузки по таблице 3.6 , , коэффициенты концентрации нагрузки для прирабатывающихся колёс принимаем , .

для прямозубых передач  и .

Так как фактический коэффициент расчётной нагрузки при расчете по контактным напряжениям , принятого в проектном расчёте, то проверка по контактным напряжениям не требуется.

Силы, действующие в зацеплении, Н:

- окружная сила

;

- радиальная сила

;

- полная сила

.

Проектный расчёт

Определение внешнего делительного диаметра колеса d_e, мм:

,

(4.1)

где K_{H b} –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, для колёс с прирабатывающимися прямыми зубьями K_{H b} =1, с круговыми K_{H b} =1,1; u _Z – коэффициент, учитывающий вид зубьев конических колёс. Значения коэффициента u _H приведены в таблице 4.1.

 

Таблица 4.1.

Значения коэффициента, учитывающего вид зубьев

Передача	Прямозубая	С круговыми зубьями
		Твёрдость шестерни и колеса £ 350 НВ	Твёрдость шестерни ³ 45 HRCэ, твёрдость колеса £ 350 НВ
u Z	1	1,85	1,5

 

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляют в большую сторону до стандартного значения из ряда значений: 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112;125;140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 315; 355; 400; 450; 500.

Определяем углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂:

, .

(4.2)

Точность вычислений до пятого знака после запятой.

Определение внешнего конусного расстояния R_e, мм:

.

(4.3)

Значение R_e до целого не округлять.

Определение ширины зубчатого венца b, мм:

,

(4.4)

где y_R = 0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца. Значение b округлить до целого числа.

Определим внешний окружной модуль зацепления:

.

(4.5)

Для силовых передач назначают m_е ³ 1,5 мм. Полученное значение модуля m_е можно округлить до стандартной величины (таблица 3.3), отдавая предпочтение значениям первого ряда перед вторым.

Определение числа зубьев.

Число зубьев колеса:

.

(4.6)

Число зубьев шестерни:

.

(4.7)

Полученные значения z₁ и z₂ округлить до ближайшего целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев и уменьшения шума при работе передачи рекомендуется z₁ ³ 18 – для прямозубых передач и z₁ ³ 15 – для передач с круговыми зубьями.

Фактическое передаточное число

.

(4.8)

Отклонение фактического передаточного числа от номинальной величины

.

(4.9)

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа следует пересчитать числа зубьев.

Определение действительных углов делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂:

, .

(4.10)

Геометрические параметры зацепления, мм: