Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры:

шестерни

, (2.21)

где m_n = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)];

cos β = 0,975 – косинус угла наклона зубьев [см. формулу (2.20)];

Z₁ = 26 – число зубьев шестерни [см. формулу (2.18)], тогда

;

колеса

, (2.22)

где m_n = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)];

cos β = 0,975 – косинус угла наклона зубьев [см. формулу (2.20)];

Z2 = 130 – число зубьев колеса [см. формулу (2.19)], тогда

.

Проверка:а_w = (d₁+d₂)/2 = ( 66,67 + 333,33 )/2 = 200 мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

шестерни d_a1 = d₁+2· m_n , (2.23)

где d₁ = 66,67 мм – делительный диаметр шестерни [см. формулу (2.21)];

m_n = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)], тогда

d_a1 = 66,7 + 2 · 2,5 = 71,67 мм;

колеса

d_a2 = d₂+2· m_n, (2.24)

где d₂ = 333,33 мм – делительный диаметр колеса [см. формулу (2.22)];

m_n = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)], тогда

d_a2 = 333,33 +2 · 2,5 = 338,33 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев: шестерни

d_b1 = d₁– 2,5· m_n, (2.25)

где d₁ = 66,67 мм – делительный диаметр шестерни [см. формулу (2.21)];

m_n = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)],

тогда d_b1 = 66,67 –2,5 · 2,5 ≈ 60,42 мм;

колеса

d_b2 = d₂ – 2,5· m_n, (2.26)

где d₂ = 333,33 мм – делительный диаметр колеса [см. формулу (2.22)];

m_n = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)], тогда

d_b2 = 333,33 – 2,5· 2,5 = 327,08 мм.

Ширина зубчатого венца колеса

b₂ = ψ_bα·α_w, (2.27)

где = 0,4 – коэффициент ширины венца для косозубых колес (см. выше);

= 200 мм – межосевое расстояние [см. формулу (2.16)], тогда

b₂ = 0,4·200 = 80 мм.

Ширина венца шестерни.

Для того, чтобы длина линии контакта зубьев не уменьшалась при возможном осевом смещении колес, обычно шестерня делается немного шире колеса, в данном случае на 5 мм:

b₁ = b₂+5, (2.28)

где b₂ = 80 мм – ширина венца колеса [см. формулу (2.27)], тогда

b₁ = 80+5 = 85 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

ψ_bd1 = b₁/ d₁, (2.29)

где b₁ = 85 мм – ширина венца шестерни [см. формулу (2.28)];

d₁ = 66,67 мм – делительный диаметр шестерни [см. формулу (2.21)],

тогда ψ_bd = 85 / 66,67 = 1,275 .

Произошло увеличение этого коэффициента из-за увеличения ширины шестерни по формуле (2.28).

Окружная скорость колеса и степень точности передачи

, (2.30)

где ω₁ = ω_дв = 101,9 рад/с – угловая скорость вала электродвигателя [см. формулу (2.7)];

d₁ = 66,67 мм – делительный диаметр шестерни [см. формулу (2.21)],

тогда

Для косозубых колес при скорости до 10 м/с назначают 8-ю степень точности.

Таблица 2.7

Значение коэффициента К_Hβ

	Расположение колес передачи относительно опор
нес мм тр чное	симметричное
1,2 - ψвd1	1,5 КНВ1
1,25 - ψвd	Расчёт КНВ
1,4 - ψвd2	1,18 КНВ2

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_Нβ·К_Нα·К_HV. (2.31)

Значение К_Нβ выбираем по табл. 2.7. Значение ψ_bd = 1,275 не совпадает с табличными значениями, поэтому для отыскания соответствующего ему значения К_Нβ применили формулу линейной интерполяции:

где ψ_bd1 = 1,2; ψ_bd2 = 1,4; К_Нβ1 = 1,15; К_Нβ2 = 1,18 (для несимметричного расположения колес с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи):

Значения К_На даны в табл. 2.8.

Таблица 2.8

Таким же образом по формуле линейной интерполяции

находим при V = 3,4 м/с, степени точности 8 коэффициент

.

Значения К_HV приведены в табл. 2.9.

Таблица 2.9

При V = 3,4 м/с, степени точности 8 для косозубых колес имеем К_HV = 1,0.

Таким образом, К_Н = 1,161 · 1,072 ·1 = 1,245

Проверка контактного напряжения:

, (2.32)

где Т₂ = 605·10³ Н·мм – вращающий момент на валу колеса [см. формулу (2.11)];

К_Н = 1,245 – коэффициент нагрузки [см. формулу (2.31)];

u = u_ред = 5 – передаточное отношение редуктора (см. выше);

b₂ = 80 мм – ширина колеса [см. формулу (2.27)];

[σ_Н] =409 МПа – допускаемое контактное напряжение для косозубых колес [см. формулу (2.15)], тогда

σ_Н ≤ [σ_Н],

385 МПа ≤ 409 МПа. Условие выполнено.