2.2 Определение основных геометрических параметров передачи
1. Определим внешний делительный диаметр колеса de2 ,мм:
de2=165
[3,с.68] ,где
=
кон.ред=4
- передаточное число редуктора,
=592,21
Н*м –
крутящий момент на выходном валу
редуктора,
–коэффициент
вида конических колёс, для колёс с
круговыми зубьями 
при твёрдости колеса Н≤350
НВ и твёрдости шестерни Н≥45
HRC
-коэффициент,
коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки по
ширине венца, для прирабатывающихся
колёс с круговыми зубьями
=1,1,
- допускаемое контактное напряжение.
=656,055
МПа.
de2=165*
= 262,71 мм. по ряду Ra40
принимаем
de2=260
мм.
2.
Определим углы делительных конусов
1
2:
Колесо:
2=arctg(U)=
arctg(4)=75,96376°
[3,с.69]
Шестерня: 1=90- 2=90°-96,376°=14,03624° [3,с.69]
3. Определим внешнее конусное расстояние Re,мм:
Re=de/2*sin 2=260/2*sin75,96376° =134,00093 [3,с.69]
4. Определение ширины зубчатого венца шестерни и колеса в,мм:
в=
R*
Re
[3,с.69] ,
где R=0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца
в=0,285*134,00093 = 38,1903 по ряду Ra40 принимаем в=40 мм.
5. Внешний окружной модуль:
mte=[(14*T2*103)/(
*de2*в*
)]*KFβ
[3,с.69] ,где
KFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,
Для колёс с круговыми зубьями KFβ =1,08,
-
коэффициент вида конических колёс, для
колёс с круговыми зубьями
=1,
-допускаемо
напряжение изгиба у зубчатого колеса
с менее прочным зубом
=
=
294,065 МПа,
mte=[(14*592,21*103)/(1*260*40*294,065)]* 1,08=2,93 [3,с.69]
6. Определим число зубьев шестерни z1 и колеса z2
260/2,93=88,74
принимаем
88
[3,с.69]
88/4=22
принимаем 
22
[3,с.69]
7. Определим фактическое передаточное число UФ и проверим его отклонение от заданного:
UФ
4
[3,с.69]
< 4% [3,с.69]
8.Определим действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:
Колесо: 2=arctg(Uф)= arctg(4,03704)= 75,96376° [3,с.70]
Шестерня: 1=90- 2=90°-76,08752°=14,03624° [3,с.70]
9. Определим коэффициент смещения инструмента [3,с71,табл.4.6]:
НВ1ср-НВ2ср=490-285,5=204,5 [3,с71] т.к. НВ1ср-НВ2ср>100 то принимаем х1=х2=0
10. Определим фактические внешние диаметры шестерни и колеса (для передачи с круговым зубом β=35°) :
Для шестерни:
Делительный диаметр de1=mte*z1=2,93*22=64,46 мм. [3,с.70]
Диаметр вершин зубьев
dae1= de1+1,64(1+xn1)* mtecos 1=64,64+1,64(1+0)*2,93*cos(14,03624°)=70,15 мм [3,с.70]
Диаметр впадин зубьев
dfe1= de1-1,64(1,2-xn1)* mtecos 1=64,64-1,64*(1,2-0)* 2,93*cos(14,03624°)=57,64 мм [3,с.70]
Для колеса:
Делительный диаметр de2=mte*z2=2,93*88=257,84 мм. [3,с.70]
Диаметр вершин зубьев
dae2= de2+1,64(1-xn1)* mtecos 2=257,84+1,64(1-0)*2,93*соs(75,96376°)=259,26 мм [3,с.70]
Диаметр впадин зубьев
dfe2= de2-1,64(1,2+xn1)* mtecos 2=257,84-1,64*(1,2+0)* 2,93*соs(75,96376°)=
=256,13 мм [3,с.70]
11.Определим средний делительный диаметр шестерни d1 b колеса d2 ,мм:
для шестерни d1≈0,857*de1=0,857*64,46=55,24 мм [3,с.70]
для колеса d2≈0,857*de2=0,857*257,84 =220,97 мм [3,с.70]
12. Проверим пригодность заготовок колёс:
Условие пригодности заготовок колёс:
Dзаг.≤Dпред. ;Sзаг≤Sпред. [3, с.71]
Из таблицы [3, с.52,табл.3.2] выбираем значения Dпред =200 мм и Sпред.= 125 мм
Диаметр заготовки шестерни:
Dзаг dae1+6 мм=69,30 +6=75,3мм [3, с.71]
Sзаг=8*mte=8*2,93=23,44 мм [3, с.71]
Сзаг=0,5*в=0,5*40=20 мм [3, с.71]
Т.к.
Сзаг
Sзаг
то сравниваем
Sзаг=21 мм ≤ Sпред=125 мм; Dзаг=79,77 .≤ Dпред=200 мм.
Условие пригодности заготовок колёс выполняется, значит материал и вид термической обработки подобран верно.