Определение конструктивных размеров зубчатого колеса

Силы, действующие в зацеплении

Определим силы, действующие в зацеплении:

-окружные F_t1 =- F_t2=2T ₂ /d₂ (39)

где T₂ -момент на выходном валу редуктора, в нашем случае T₂=T₃=0,307Кн×м;

d₂= делительный диаметр колеса, d₂=418,03 мм, см расчеты проведенные

ранние.

Подставив в формулу (39) значение T₂ и d₂ получаем:

F_t1 = - F_t2=2 · 0,307 × 10⁶/198,98=3085,7 Н

-радиальные F_r = - F_r = F_t × tg a /cos b, (40)

_где, α_w -угол зацепления, принят равный 20⁰.

Получаем, что F_r =- F_r =3085,7 ∙tg 20°/cos12,84°=1151,9 Н

-осевые Fa₁=-Fa₂ =F_ttgb (41)

Получаем.что Fa₁=-Fa₂ = F_t × tg β = 3085,7 × tg 12,84°= 703,3 Н.

В свою очередь нормальная сила

F_n = F_t/ (cos a_w cosb). (42)

Рассчитаем значение нормальной силы по формуле (42) :

F_n = F_t/ (cos aw cosb)= 3085,7 / (cos 20° cos 12,84°)= 3368 Н

На рис.6 представлены силы действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи.

Диаметр вала колеса определяется из расчета на кручение по формуле:

(мм)

где: T₂-крутящий момент на валу зубчатого колеса, Н·мм, определен кинематическом расчете привода;

=(12-15)МПа - допускаемое напряжение кручения для редукторных валов.

Диаметр ступицы

Длина ступицы: а) l_ст = в₂

б) l_ст ≈ (1,0…1,5)d_в

Толщина обода колеса

где: m_n- нормальный модуль зацепление (для косозубых колес) или m- модуль зацепления для прямозубых колес, определен в проектном расчете зубчатой передачи( пункт 4).

Ширина венца зубчатого колеса , диаметры делительной окружности , вершин зубьев , впадин определены там же (пункт 4).

Толщина диска зубчатого колеса

Ширина шпоночного паза и глубина паза втулки t₂ , берутся из таблицы 16.