Файл: Курсовая работа (курсовой проект) по учебному курсу Механика4 (курсовой проект) Вариант 3 (при наличии).docx

3.2.2Проверочный расчет

Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи:



Где φ – угол трения, φ=2º35’[6, табл.4.9].



Проверяем контактные напряжения зубьев колеса σ_Н МПа:



Где T_p— расчетный момент, H∙м





Условие выполнено, следовательно материал выбран правильно.

Определяем окружную силу на колесе, F_t2,Н



Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса σ_F



Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по[6, табл.4.10] интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.



Y_F2=1.45



Условие выполнено, следовательно материал выбран правильно.

3.2.3. Тепловой расчет

Мощность на червяке:



Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения [2]:

;

ψ = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

[t] _раб = 95 – 110ºС – максимально допустимая температура нагрева масла;

Поверхность теплоотдачи:



K_Т – коэффициент теплоотдачи, K_T = 12…18 Вт/(м²∙ºС);

принимаем K_T = 18 Вт/(м²∙ºС);

, т.е. условие выполняется

3.2.4 Определение сил в зацеплении червячных передач

---

Схема сил в зацеплении червячной передачи изображена на рисунке.

Силы в зацеплении:

1) окружная сила на червяке:

окружная сила на колесе:

2) радиальная сила на колесе и на червяке:



3) осевая сила на червяке:

осевая сила на колесе:

―угол профиля червяка в осевом сечении; .

Результаты расчета сведем в таблицу.
Результат расчета червячной передачи

Проектный расчет
Параметры	Значение		Параметры		Значения
Межосевое расстояние, aw	200		Длина нарезаемой части червяка b		112
Модуль, m	8		Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1		80 80 96 60,8
Коэффициент диаметра червяка q	10
Делительный угол витков червяка γ, град.	21,8
Угол обхвата червяка венцом колеса,2δ, град.	90		Диаметры колеса: Делительный d=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dam2		320 356 300,8 364
Число витков червяка z1,	4
Число зубьев колеса Z2	40
Проверочный расчет
Параметр		Допустимые значения		Расчетные значения	Примечание
Коэффициент полезного действия η		0,9		0,9
Контактные напряжения σH Н/мм2		131.75		117.8
Напряжения изгиба σF Н/мм3		98.64		9.67

---

---

Задание 4. Расчёт цепной передачи

Исходные данные:

Р=Рдвη₁η₂η₄²=14.120,950,90,99²=11.83 кВт – мощность на ведущей звездочке, кВт.

U=2.5 – передаточное отношение цепной передачи.

n₁=147 мин^-1 частота вращения ведущей звездочки.

D-диаметр звездочки, определяется в процессе расчета.

1. 
   Проектный расчет
   

Определение шага цепи р, мм:



где Т₃ – вращающий момент на ведущей звездочке, Н∙м,

К_э – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи.



Значения коэффициентов берем из табл.5.7 [6].

К_Д– коэффициент учитывающий динамичность нагрузки, К_Д=1 при равномерной нагрузке.

К_С – коэффициент учитывающий способы смазывания, К_С=0,8, при непрерывном смазывание в масляной ванне.

К_θ – коэффициент учитывающий положение передачи, К_θ=1.25 при наклоне линии центров звездочек к горизонту ≥60º.

К_рег – коэффициент учитывающий регулировку межосевого расстояния, К_рег=1 при нерегулируемых передачах.

К_р – коэффициент учитывающий режим работы, К_р=1при односменной работе.



Z₁ – число зубьев ведущей звездочки.



[р_ц] – допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм², допускаемое давление [р_ц] можно предварительно определить и по скорости цепи v , м/с, полагая, что она будет того же порядка, что и скорость тягового органа рабочей машины.

---

[р_ц]=32Н/мм²[6, с.94]

V - число рядов цепи. Для однорядных цепей V=1.



Принимаем шаг Р=31,75мм.

Определить число зубьев ведомой звездочки:



Полученное значение z₂округляем до целого нечетного числа z₂=61.

Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев

ведомой звездочки ограничено: z₂<120.

Определяем фактическое передаточное число и_ф



Определяем отклонение Δu от заданного и:



Условие выполняется.



Силы действующие в цепнойпередаче

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи:



где р – стандартный щаг цепи, мм.



Принимаем а=1000 мм. Тогда межосевое расстояние в шагах равно:



Определяем число звеньев цепи l_p:



Полученное значение l_pокругляем до целого четного числа l_p=108.

Уточняем межосевое расстояние а_рв шагах:





Определяем фактическое межосевое расстояние а, мм:



Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005 а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние равно:



Определяем длину цепи l, мм:

---