2.9. Геометричний розрахунок зубчастої передачі Визначаємо геометричні розміри зубчастих коліс по с.531-532
Крок зубчастої передачі Р знаходимо по формулі:
Р=m (2.38)
Підставляємо значення модуля m у формулу (2.38) і отримаємо:
Р=3,14*0,6=1,89 мм.
Ділильні діаметри d визначимо за формулою
d=mz (2.39)
У нашому випадку:
d
=0,6*17=10,2
мм.
d
=0,6*30=18
мм.
Висоту
головки зуба h
визначаємо
за формулою:
(2.40)
де
-
коефіцієнт головки зуба. В нашому випадку
=1,0
Тоді
=1,0*0,6
мм.
Висоту
ніжки зуба h
знаходимо за формулою:
(2.41)
де
с
- коефіцієнт ніжки зуба. В нашому випадку
с
=0,35
Підставляючи
значення h
,
с
,
m
у
формулу (41) отримаємо:
мм.
Загальна висота зуба h визначається за формулою:
h=ha+hf (2.42)
h=0,6+0,81=1,41 мм.
Діаметри впадин коліс визначаються за формулою:
df=d-2hf (2.43)
В нашому випадку
df4=d4-2*0,81=10,2-2*0,81=8,58 мм.
df5=d5-2*0,81=18-2*0,81=16,38 мм.
Діаметри виступів знаходимо за формулою:
da=d+2ha (2.44)
В нашому випадку:
da4=d4+2ha=10,2+2*0,6=11,4 мм.
da5=d5+2ha=18+2*0,6=19,2 мм.
Міжосьова
відстань
згідно
формули (2.37)
=14,1 мм.
2.10. Визначимо сили, які діють в зачепленні
Необхідне зусилля протягування паперу 6Н. На ведучому валу необхідно створити обертовий момент 54 Нмм при діаметрі валу d=18 мм
Звідси окружна сила:
Fок=
(2.45)
де Моб- обертаючий момент; Моб=54 Нмм.
d5- ділильний діаметр колеса
Тоді
Fок=
Радіальна сила FR визначається за формулою:
FR= Fок*tg (2.46)
Підставляючи значення Fок і tg 20 град. в формулу (46) отримаємо:
FR=6* tg 20 град.=2,2 Н
Сила нормального тиску FN знаходимо за формулою:
FN=
(2.47)
Підставляючи значення Fок і cos 20 град. в формулу (2.47), отримаємо:
FN=
=6,4
Н.
2.11. Розрахунок передачі з гнучким зв’язком
Для передачі обертового моменту від двигуна до ведучого валу використовуємо передачу з гнучким зв’язком і зубчасту передачу. Для точного відтворення руху паперу потрібно забезпечити передачу моменту без проковзування. Тому передачу обертового моменту здійснюємо за допомогою зубчастого ременя. Це забезпечує постійну передачу обертового моменту.
Так як обертаючий момент є незначний, то і напруження в матеріалі ременя будуть невеликі, а ремінь ремінь складається з резини і стальних дротів, то умова міцності заздалегідь виконується.
Недоліком такої передачі є те, що з часом ремінь розтягується. Тому потрібно один раз в півроку регулювати натяг ременя за допомогою регулюючого шківа. Основними перевагами такої передачі є:
Простота і компактність конструкції;
Достатня робото здатність і надійність.
Геометричний розрахунок проводимо по ГОСТ 3805114-76
Основним параметром ременя являється модуль m. Для нашої передачі вибираємо ремінь з модулем m=1,0 мм.
Ширина ременя: b=5 мм.
Число зубців на ремні: Zр=63
Тоді загальна довжина ременя:
Lр=Zp*P ГОСТ 38 05114-76 (2.48)
де Р- крок зубів; Р=3,14
Підставляючи значення Zр і Р у формулу (2.48), отримаємо:
Lp=63*3,14=197,82 мм.
Висота зуба: h=0,8 мм.
Товщина ременя: H=1,6 мм.
Кут
профілю зуба:
=50
град.
Найменша товщина зуба: S=1 мм.
Відстань
від впадини зуба до середньої лінії
несучого слою:
=0,4
мм.
Радіуси округлень R1=R2=0,2 мм.
Рис.2.9.
Розміри шківів:
hш- глибина впадин; hш=1,3 мм.
Радіуси скруглень r1=r2=0,3 мм.
- кут профілю впадин; =50 град.
Sш- найменша ширина впадин; Sш=1 мм.
Рис.2.10.
Діаметр ділильного кола
d=m*Zш (2.49)
Для нашого випадку:
Z1=14; Z2=22
Тому,
d1=1*14=14 мм
d2=1*22=22 мм
Діаметр вершин знаходимо за формулою:
da=d-2 +K (2.50)
де К- поправочний коефіцієнт. Він враховує навантаження і піддатливість метало тросу
К=0,2Р**Zш ГОСТ 3805114-76 (2.51)
Р- окружна сила
Р=
- податливість витків метало тросу ременя на довжині кроку
=
ГОСТ
3805114-76
(2.52)
-
податливість витків метало тросу ремня
шириною 1 мм на довжині кроку
=0,0007 мм/кг. ГОСТ 3805114-76
Підставляючи значення , Р, Zш, d, в формулу (2.50) і знаходимо діаметри шківів
da1=d1-2
+0,2
P*Z1=14-2*0,4+0,2
=13,2
мм.
da2=d2-2
+0,2
P*Z2=22-2*0,4+0,2
мм.
Довжина зуба шківа знаходиться за формулою:
В=b+m ГОСТ 3805114-76 (2.53)
В=5+1=6 мм.