2.3. Определение основных размеров зубчатой пары

Согласно рекомендациям [3, стр.108], вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и диаметры впадин зубчатого колеса и шестерни.

Делительный диаметр определяется по формуле;

d1,.2 = mt · z1,2

(2.10)

m_t – окружной модуль косозубой передачи,

z – число зубьев зубчатого колеса или шестерни.

Подставляем числовые значения в формулу (2.10) и определяем делительные диаметры шестерни и зубчатого колеса;

d1 = 1,52 ·36= 55 (мм) d2 = 1,52 · 66= 100 (мм)

(2.10)

Определяем диаметры вершин зубьев зубчатого колеса и шестерни по формуле;

dа1,2 = d1,.2 + 2 · mn

(2.11)

d_1,2 – делительный диаметр зубчатого колеса или шестерни;

m_n – нормальный модуль косозубой передачи.

Подставляем числовые значения в формулу (2.11) и определяем диаметры вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса;

dа1 = 55 + 2· 1,5 = 58 (мм) dа2 = 100 + 2 · 1,5 = 103 (мм)

(2.11)

Определяем диаметры впадин зубчатого колеса и шестерни по формуле;

df1,2 = d1,.2 — 2 · mn

(2.12)

d_1,2 – делительный диаметр зубчатого колеса или шестерни;

m_n – нормальный модуль косозубой передачи.

Подставляем числовые значения в формулу (2.12) и определяем диаметры впадин шестерни и зубчатого колеса;

df1 = 55 — 2 · 1,5 = 52 (мм) df2 = 100 — 2 · 1,5 = 97 (мм)

(2.12)

Согласно рекомендациям [3, стр. 108], уточняем межосевое расстояние по формуле;

αω = 0,5 (d1 + d2)

(2.13)

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

d₂ – делительный диаметр колеса, мм.

Тогда подставляя числовые значения в формулу (2.13) получаем;

αω = 0,5 (d1 + d2) = 0,5 (55+100) = 77,5 (мм)

(2.13)

Согласно рекомендациям [3, с. 306],определяем ширину венца зубчатых колес по формуле;

b = bα · αω

(2.14)

_bα – коэффициент ширины зубчатых колес;

α_ω – межосевое расстояние, мм.

Тогда подставляя значения в формулу (2.14) определяем ширину венца зубчатых колес;

b = ва · αω = 0,4 · 77,5 = 31

(2.14)

принимаем b₂ = 32 мм для колеса, b₁ = 35 мм для шестерни.

2.4. Определение окружной скорости и сил, действующих в зацеплении

Определяем окружную скорость и выбираем степень точности передачи;

(2.15)

n₁ – частота вращения быстроходного вала;

d₁ – делительный диаметр шестерни.

При данной скорости из [3 , табл. 2 , стр. 96] принимаем степень точности 8 – ю, при условии ν < 9

м/c.

Вычисляем силы, действующие в зацеплении, по [3, стр. 306].

Окружная сила, изгибающая зуб определяется по формуле;

(2.16)

N₁ – мощность электродвигателя,

υ – окружная скорость.

Определяем осевую силу, по [3, стр.109];

(2.17)

Угол наклона линии зуба β = 10,14 градусов (2.7),тогда tg 10,14 = 0,17884

(2.17)

Определяем радиальную (распорную) силу, по[3, стр.109];

(2.18)

α – угол профиля (зацепления),α = 20 градусов.