Расчет зубчатой передачи (стр. 2 из 3)
4.1 Определяем делительный диаметр колеса
где
определены заранее 
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес равен 1;VН- коэффициент вида конических колес, для прямозубых равен 1.
Тогда
Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров табл.13.15 (3).
dе4 =250 мм
4.2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса
4.3. Определяем внешнее конусное расстояние
4.4. Определяем ширину зубчатого венца
4.5. Определяем внешний окружной модуль
где Кfb- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, равен 1; (3)
Vf= 0,85 - коэффициент вида конических колес. (3)
Так как передача открытая, увеличиваем значение модуля на 30%, то есть m = 5 мм.
4.6. Определяем число зубьев колеса и шестерни
4.7. Определяем фактическое передаточное число.
4.8. Определяем внешние диаметры шестерни и колеса:
делительный
; 
вершин зубьев
=109,28 мм; 
= 253,71 мм;впадин зубьев
= 90,72 мм; 
= 246,3 мм;средний делительный диаметр
=85,7 мм; 
214,25 мм.5. Определение геометрических размеров и расчет на прочность выходного вала
5.1. Определяем силы действующие в зацеплении конической прямозубой передачи:
окружная
радиальная
= 612 Н,осевая
= 1530 Н.5.2 Выбираем материал для вала по таблице 3.2 (3). Это сталь 45 улучшенная, со следующими механическими характеристиками:
допускаемое напряжение на кручение
5.3. Ориентировочно определяем геометрические размеры каждой ступени вала:
- диаметр выходной части
Принимаем d1= 45 мм.
Исходя из этого принимаем диаметр под подшипником d2 = 50 мм.
5.4. Выбираем предварительно подшипники качения. По таблице 7.2 (3)для конической передачи при n<1500 об/мин применяется подшипник роликовый конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d2= 50мм. Это подшипник легкой широкой серии 7510: d = 50мм, D = 90мм, Т = 25 мм, угол контакта 160, Cr=62 kH.
5.5. Вычерчиваем ступени вала по размерам, полученным вориентировочном расчете и определяем расстояния между точками приложения реакций подшипников.
5.6. Вычерчиваем схему сил в зацеплении конической передачи.
5.7. Определяем реакции опор:
а) вертикальная плоскость
б) строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях A, B, C(рис.5.1)
в) горизонтальная плоскость,
Проверка: 
г) строим эпюры изгибающих моментов в характерных сечениях A, B, C (Рис.5.1)
MYC = 0,
MYB = Ft * l1 = 4580 * 52 = 238160 Нмм,
MAY = 0,
д) строим эпюры крутящих моментов(Рис.5.1)
5.8. Определяем суммарные реакции опор
5.9. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении В
5.10. Определяем приведенный момент
5.11. Определяем диаметр вала исходя из третьей теории прочности
где
= 160 Мпа - допускаемое значение напряжений для стального вала.Полученное значение вала под подшипником округляем до ближайшего стандартного
d = 40 мм.
В результате расчета уменьшим диаметр вала под колесом до 45 мм.
5.12.Рассчитываем шпонку на срез и смятие.
Для закрепления на валах колес применяют шпонки. Размеры призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 23360-78, b*h = 14*9 мм, 1 = 38 мм.
5.13. Условие прочности при деформации смятия проверяется по формуле
где T - передаваемыйвалом крутящий момент;
- допускаемое напряжение на смятиепо табл.3.2(3)260 Н/мм2 
5.14. Условие прочности при деформации среза проверяетсяпо формуле
где
- допускаемое напряжение на срез по табл. 3.2 (3) 80 Н/мм2 
6. Проверочный расчет подшипников
6.1. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой. В результате расчетов имеем : угловая скорость вала
, осевая сила в зацеплении -Fа = 1530 Н, реакции в подшипниках - RXB= 3400 Н, RYB= 7557 Н. В результате расчета нам необходимо уменьшить размеры ранее выбранного подшипника, это подшипник легкой широкой серии 7508 c характеристиками: d = 40мм, D = 80 мм, Т = 25 мм, Сr = 56 кН, е = 0,381, У = 1,575, угол контакта 14°.