2020-01-15
206
Диаметры делительные
(3.11)
где d1-делительный диаметр шестерни, мм.
=79 мм
(3.12)
где d2 – делительный диаметр колеса, мм.
=281мм
Проверка 
= 
=180 мм (3.13)
Диаметры вершин зубьев
dа1 = d1+2· mn, (3.14)
где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.
dа1 =71+2·3,5=78 мм
dа2 = d2+2· mn, (3.15)
где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм.
dа2 =281+2·3,5=288 мм
Диаметры впадин шестерни и колеса.
df1 = d1-2,5· mn, (3.16)
где df1 – диаметр впадин шестерни, мм.
df1 =71-2,5·3,5=62,25 мм
df2 = d2-2,5· mn, (3.17)
где df2 – диаметр впадин колеса, мм.
df2 =281-2,5·3,5=272,25 мм
Ширина колеса
b2 = ψba·aω, (3.18)
где b2 – ширина колеса, мм;
- межосевое расстояние, мм;
ψва – коэффициент ширины венца.
b2 = 0,25·180=45 мм
Ширина шестерни
b1= b2 +5 мм, (3.19)
где b1 – ширина шестерни, мм;
b2 – ширина колеса, мм.
b1= 45 +5=50 мм
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
, (3.20)
где ψbd – коэффициент ширины шестерни;
b1 – ширина шестерни, мм;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=0,63
Определение окружной скорости колес
, (3.21)
где υ – окружная скорость колес, м/с;
ω2 - угловая скорость, рад/с;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=1,303 м/с
Определение коэффициента нагрузки
Кн= Кнβ· Кнα· Кнυ, (3.22)
Кн= 1,02· 1· 1,05 =1,071
Проверка контактного напряжения
, (3.23)
где σH – контактное напряжение, МПа;
- межосевое расстояние, мм;
Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
КН – коэффициент нагрузки;
– передаточное число редуктора.
=383,5 МПа
Примечание 
,
Условие прочности выполнено
Действующие силы в зацеплении
Окружная 
, (3.24)
где Ft – окружная действующая сила, Н;
Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=2756,96 Н·м
Радиальная 
, (3.25)
где Fr – радиальная действующая сила, Н;
α – угол зацепления в нормальном сечении принимается 20°;
β – угол наклона зубьев по расчету.
=1134,9 Н·м
Осевая Fa= Ft ·tgβ, (3.26)
где Fа – осевая действующая сила, Н.
Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м
