2.1.3.5 Вывод

В рассматриваемом примере с дополнительной клиноременной передачей подходят два варианта с двигателями:

а) 4А225М8У3,

б) 4А250S10У3.

(Следует иметь в виду, что чем больше частота вращения вала двигателя, тем меньше его габариты, масса и стоимость, но больше требуемое передаточное число привода.)

Исходя из этих условий, следует предпочтение отдать двигателю 4А225М8У3 как более дешевому.

2.1.4 Проверочный расчет

Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям выполняется по формуле [1, с. 163, форм. 9.42]:

.

Коэффициенты:

• коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес – Z_M = (275 Н/мм²)^1/2;

• безразмерный коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий – Zε = 0,79;

• безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев – Z_H = 1,77 соs β;

• коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по поверхности зубьев – К_н = 1,17.

Полученное контактное напряжение должно быть меньше или равно допустимому контактному напряжению, т.е. должно выполняться условие: σ_н ≤ [σ_н], при котором обеспечивается прочность.

Определяем окружную скорость по формуле:

По таблице Б.7 [1, с. 175, табл. 9.9] назначаем 8-ю степень точности передачи.

Практическая работа № 2.

РАСЧЕТ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА С КОСОЗУБЫМ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ

2.2.1 Задание

Рассчитать зубчатую передачу редуктора по данным практической работы № 1. Вид зацепления зубьев – косозубое (рис. 2.2).

Расчет косозубой передачи проводится подобно расчету прямозубой передаче. Но есть некоторые изменения.

а) б)

Рисунок 2.2 – а – косозубые колеса в зацеплении; б – схематическое изображение косозубого колеса

2.2.2 Проектный расчет

В колесах с косым зубом различают окружной шаг р_t, который измеряется параллельно торцу колеса, и нормальный шаг p_n, измеряемый в нормальном к направлению зуба сечении:

p_n = р_t cosβ,

где β – угол наклона линии зуба. Во избежание больших осевых усилий принимают β = 8°…15° (редко 20°).

Аналогично связаны между собой нормальный m_n и окружной модули m_t.: m_n = m_t cosβ

По стандарту обычно выравнивают нормальный модуль.

2.2.2.1 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

Согласно правилам проектирования, вычисляем ориентировочное значение нормального модуля:

m_n = (0,01…0,02)a = (0,01…0,02)  280 = 2,8…5,6 мм.

По таблице Б.3 стандартных значений модулей [1, с. 169, табл. 9.1] принимается наименьший модуль из выбранного интервала (в отличие от прямозубого зацепления).

Принимаем среднее значение угла наклона зубьев  = 15°.

Рассчитываем суммарное число зубьев [1, с. 143, форм. 9.4]:

180,3180;

числа зубьев шестерни и колеса находим решением системы уравнений:

;

z₁ = 180 / (1 + 4) ≈ 36;

z₂ = 180 – 36 = 144;

проверяем передаточное число:

;

погрешность передаточного числа:

0 %,

что соответствует условиям [1, с. 170, табл. 9.2, п. 3 прим.].

Определяем окончательно значение угла наклона зубьев:

15^о35′45′′, или

cosβ = (z₁ + z₂) m_n / 2а = 0,9643 →β = 15^о35′85′′.

Торцевой модуль:

3,111 мм.

Делительные диаметры:

d₁ = m_t z₁ = m_n  z₁ / cosβ = 3,111  36 = 111,996 мм;

d₂ = m_t z₂ = m_n  z₂ / cosβ = 3,111  144 = 447,984 мм.

Проверка межосевого расстояния:

279,99 мм.

Полученные геометрические параметры косозубой передачи заносим в таблицу 2.4.

Таблица 2.4 – Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Название	Меж- осевое расс-тояние а, мм	Модуль m, мм	Число зубьев z	Угол наклона зубьев, 0	Ши- рина зубча-того венца b, мм	Диаметры, мм
						d	dа	df
Шестерня	280	3	36	15о35′45′′	240	112	118	114
Колесо			144		230	448	455	451