Файл: Кафедра курсовой проект проектирование привода рабочей машины тема проекта Руководитель Калиновская Т. Г. подпись, дата фио.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 09.11.2023
Просмотров: 169
Скачиваний: 7
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
– Условия соблюдены.
Окружную скорость колес находим по формуле:
.
Назначаем 8-ю степень точности изготовления колес. [2, табл.4].
3.2 Проверочный расчет
Определяем силы в зацеплении. Окружная сила на червяке
численно равна осевой силе на червячном колесе 
.
= 785 Н.
.
1
tg20°
sin
= 57 Н.
где αɷ = 20° – угол зацепления;
Проверяем передачу на контактную прочность
.
где
– коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев (для прямо-
зубых колес
) 
;
– коэффициент, учитывающий материал передачи, 
; [2, табл.13].
– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии
(для прямозубых колес
); [2, табл.14].
– удельная расчетная окружная сила:
.
где
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между
отдельными зубьями,
; [2, табл.15].
– коэффициент динамической нагрузки
,
; [2, табл.15].
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
зуба,
. [2, табл.5].
.
.
Перегрузка:
= 
100% = -8,69 % < -20% ,что допустимо.
Проверяем передачу на изгибную прочность:
=
где
;
v1=Z1/cosδ1=21/cos11°30'=24=˃ 
3,90. [2, табл.28].
v2=Z2/cosδ2=˃ 3,60. [2, табл.28].
.
Слабое звено – колесо. Расчет выполняем для него.
где
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между
отдельными зубьями,
; [2, табл.9].
– коэффициент динамической нагрузки, ; [2, табл.9].
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
зуба, . [2, табл.5].
.
.
Таким образом, полученные в результате расчета изгибные напряжения значительно меньше допускаемых
.
Результаты проверочных расчетов на контактную и изгибную прочность показали, что спроектированная передача удовлетворяет условиям ее работоспособности.
4 Расчет открытой цепной передачи
Определяем число зубьев ведущей звездочки:
z1=29-2Uцп=29- 2∙2,35=24,3.
Принимаем z1 = 25.
Определяем число зубьев ведомой звездочки:
z2= z1∙Uцп=25∙2,35=58,75.
Принимаем z2 = 59.
Уточняем:
Uцп =
= 
= 2,36
= 
∙ 100% = 0,4 % < 4%, что допустимо.
Определяем шаг цепи, ориентировочно приняв допускаемое давление в шарнирах цепи:
ц=30. [3, табл.37].
t
где
– вращающий момент на валу ведущей звездочки, Нм;
Ʋ– число рядов, Ʋ=1,0; [3, табл.38].
– коэффициент эксплуатации;
=
где
– коэффициент динамичности нагрузки, =1,0; [3, табл.32].
– коэффициент способа смазки, =1,0; [3, табл.33].
– коэффициент угла наклона передачи к горизонту, =0,15
= 1,42;
– коэффициент способа регулирования натяжение цепи,
=1,0; [3, табл.34].
– коэффициент режима работы, =1,25. [3, табл.31].
=1,0∙1,0∙1,42∙1,25∙1,0=1,779.
t
28
= 17,81 мм.
Расчетному шагу t соответствуют цепи ПРЛ и ПР с шагом 19,05 мм. Выбираем цепь облегченного типа ПРЛ.
Определяем скорость цепи:
Ʋ=
=
= 2,23 м/с.
Находим окружную силу
:
= 
= 
= 1417 Н
Уточняем давление в шарнирах цепи:
= 
где
– площадь проекции опорной поверхности шарнира, = 105,8 
; [3, табл.35].
= 
= 23,82 ˂ 
= 30
Определяем межосевое расстояние передачи:
a = (30 …50) ∙t = (30…50) ∙19,05 = 762…952,5 мм,
Принимаем a = 800 мм.
Определяем число звеньев цепи:
W =
= 
= 126,0.
где
– поправка.
= 
= 
= 5,41.
Принимаем W= 123.
Уточняем межосевое расстояние:
a=0,25∙t
мм
Для свободного провисания цепи уменьшаем a на 3%. Окончательно принимаем: a = 790 мм.
Определяем силу давления на валы:
Q = 1,15∙
=1,15∙1417 = 1629 Н.
Определяем конструктивные размеры звездочек.
= 
мм.
= 
мм.
Диаметр наружных поверхностей:
= 
) = 31,75 (0,7 + 7,91– 
) = 160,32 мм.
= 
) = 31,75 (0,7 + 18,76 - ) = 367,02 мм.
где λ =
= 
= 1,59.
d1 – диаметр ролика, d1=19,05 мм. [3, табл.35].
Kz1 = ctg
= ctg
= 7,91.
Kz2 = ctg
= ctg
= 18,76.
Диаметр окружности впадин:
Df1=dg1-(d1+0,175
)=
- (11,91+0,175
)=138,72 мм;
Df2=dg2-(d1+0,175
)=
-(11,91+0,175
)=344,37 мм.
Смещение центров дуг впадин:
е = (0,01…0,05) ∙t= (0,01…0,05) ∙19,05=0,3175…1,5875 мм.
Принимаем е=1 мм.
Окружную скорость колес находим по формуле:
.Назначаем 8-ю степень точности изготовления колес. [2, табл.4].
3.2 Проверочный расчет
Определяем силы в зацеплении. Окружная сила на червяке
численно равна осевой силе на червячном колесе . = 785 Н. . 1 tg20° sin = 57 Н.где αɷ = 20° – угол зацепления;
Проверяем передачу на контактную прочность
.где
– коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев (для прямо-зубых колес
) ; – коэффициент, учитывающий материал передачи, ; [2, табл.13]. – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии (для прямозубых колес
); [2, табл.14]. – удельная расчетная окружная сила: .где
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями,
; [2, табл.15]. – коэффициент динамической нагрузки
,
; [2, табл.15]. – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба,
. [2, табл.5]. . .Перегрузка:
= 100% = -8,69 % < -20% ,что допустимо.Проверяем передачу на изгибную прочность:
= где
; v1=Z1/cosδ1=21/cos11°30'=24=˃ 3,90. [2, табл.28]. v2=Z2/cosδ2=˃ 3,60. [2, табл.28]. .Слабое звено – колесо. Расчет выполняем для него.
где
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями,
; [2, табл.9]. – коэффициент динамической нагрузки, ; [2, табл.9]. – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба,
. [2, табл.5]. . .Таким образом, полученные в результате расчета изгибные напряжения значительно меньше допускаемых
.Результаты проверочных расчетов на контактную и изгибную прочность показали, что спроектированная передача удовлетворяет условиям ее работоспособности.
4 Расчет открытой цепной передачи
Определяем число зубьев ведущей звездочки:
z1=29-2Uцп=29- 2∙2,35=24,3.
Принимаем z1 = 25.
Определяем число зубьев ведомой звездочки:
z2= z1∙Uцп=25∙2,35=58,75.
Принимаем z2 = 59.
Уточняем:
Uцп =
= = 2,36 = ∙ 100% = 0,4 % < 4%, что допустимо.Определяем шаг цепи, ориентировочно приняв допускаемое давление в шарнирах цепи:
ц=30. [3, табл.37].t
где
– вращающий момент на валу ведущей звездочки, Нм;Ʋ– число рядов, Ʋ=1,0; [3, табл.38].
– коэффициент эксплуатации; = где
– коэффициент динамичности нагрузки, =1,0; [3, табл.32]. – коэффициент способа смазки, =1,0; [3, табл.33]. – коэффициент угла наклона передачи к горизонту, =0,15 = 1,42; – коэффициент способа регулирования натяжение цепи,
=1,0; [3, табл.34].
– коэффициент режима работы, =1,25. [3, табл.31]. =1,0∙1,0∙1,42∙1,25∙1,0=1,779.t
28 = 17,81 мм.Расчетному шагу t соответствуют цепи ПРЛ и ПР с шагом 19,05 мм. Выбираем цепь облегченного типа ПРЛ.
Определяем скорость цепи:
Ʋ=
= = 2,23 м/с.Находим окружную силу
: = = = 1417 НУточняем давление в шарнирах цепи:
= где
– площадь проекции опорной поверхности шарнира, = 105,8 ; [3, табл.35]. = = 23,82 ˂ = 30Определяем межосевое расстояние передачи:
a = (30 …50) ∙t = (30…50) ∙19,05 = 762…952,5 мм,
Принимаем a = 800 мм.
Определяем число звеньев цепи:
W =
= = 126,0.где
– поправка. = = = 5,41.
Принимаем W= 123.
Уточняем межосевое расстояние:
a=0,25∙t
ммДля свободного провисания цепи уменьшаем a на 3%. Окончательно принимаем: a = 790 мм.
Определяем силу давления на валы:
Q = 1,15∙
=1,15∙1417 = 1629 Н.Определяем конструктивные размеры звездочек.
= мм. = мм.Диаметр наружных поверхностей:
= ) = 31,75 (0,7 + 7,91– ) = 160,32 мм. = ) = 31,75 (0,7 + 18,76 - ) = 367,02 мм.где λ =
= = 1,59. d1 – диаметр ролика, d1=19,05 мм. [3, табл.35].
Kz1 = ctg
= ctg = 7,91.Kz2 = ctg
= ctg = 18,76.Диаметр окружности впадин:
Df1=dg1-(d1+0,175
)= - (11,91+0,175 )=138,72 мм;Df2=dg2-(d1+0,175
)= -(11,91+0,175 )=344,37 мм.Смещение центров дуг впадин:
е = (0,01…0,05) ∙t= (0,01…0,05) ∙19,05=0,3175…1,5875 мм.
Принимаем е=1 мм.