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: 432
Скачиваний: 9
– 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 передачиОпределяем 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].tгде – 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 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.