Проектирование привода к лебедке. Вариант 1

открытых передачах расчетное значение модуля увеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.

Полученное значение округляем в большую сторону до стандартного. Принимаем m=5.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса:

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

Определяем фактическое межосевое расстояние

        Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

Параметр	Формулы	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр		140	600
Диаметр вершин зубьев		150	610
Диаметр впадин зубьев		128	588
Ширина венца		98	95

3.4 Проверочный расчет

Проверяем межосевое расстояние:

Проверяем пригодность заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

Размер заготовки колеса открытой передачи принимают меньший из двух:

Проверяем контактные напряжения , Н/мм²:

где К=436 – вспомогательный коэффициент;

      F_t=2T₂٠10³/d₂ – окружная сила в зацеплении, Н;

      =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

      =1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

       - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Выбирается из табл. 4.3 [1].

  

Проверяем напряжения изгиба зубьев , Н/мм²:

где Y_F2=3,6 –коэффициент формы зуба колеса. Определяется по табл. 4.4 [1];

      Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых колес Y_β=1;

      =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

      =1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

       - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Выбирается из табл. 4.3 [1].

4. Выбор муфты

 

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н٠м.

Определяем расчетный момент Т_р, Н٠м:

где  - коэффициент режима нагрузки табл. 10.26 [1].

Из полученных результатов выбираем втулочно-пальцевую муфту с Т=250 Н٠м

Определяем радиальную силу, вызванную радиальным смещением F_м, Н:

где  - радиальное смещение, мм;

       - радиальная жесткость муфты Н/мм.

            5. Нагрузки валов редуктора

Определяем консольные силы

Определяем две консольные силы от цилиндрической прямозубой передачи, действующие на тихоходный вал редуктора.

Окружная , H:

Радиальная , H:

                                                             ,

 

                 

7. Проектный расчет валов. Эскизная компановка редуктора

7.1 Предварительный выбор подшипников

Выбираем для быстроходного вала – подшипники шариковые однорядные. Подшипники 308 ГОСТ 8338-75.

Для тихоходного вала – подшипники роликовые конические. Подшипник 7216 ГОСТ 333-79.

 

          7.2 Определение геометрических параметров ступеней валов

Определяем размеры ступеней вала – червяка.

где  М_к=Т₁;

       для быстроходного вала

Округляем до стандартного значения. Получаем

Из табл. 10.8 [1] находим длину

где t – высота буртика.

где r – координаты фаски подшипника.

 

 

Рисунок 3.1 – схема быстроходного вала

Определяем размеры ступеней вала червячного колеса.

где  М_к=Т₂;

       для тихоходного вала

Округляем до стандартного значения. Получаем

Из табл. 10.8 [1] находим длину

Принимаем

Принимаем

 

Рисунок 3.2 – схема тихоходного вала

8. Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

          Исходные данные:

Для быстроходного вала: АВ=106,5 мм; ВС=СD=200 мм; d₁=100 мм; F_M=1398 H; F_t1=1427,8 H; F_r1=2028 H; M_Fa1=278600 H٠мм.

Для тихоходного вала: АВ=ВС=76,25 мм; СD=146,25 мм; F_t2=5572 H; F_r2=2028 H; M_Fa2=2855600 H٠мм; F’_t1=15920 H; F’_r1=5794 H.

Расчет быстроходного вала (см. рисунок 3.3):

Ось XOZ:

Проверка:

      

Рассмотрим сечение I:

                                                    

Сечение II:

Сечение III:

                                                    

Ось YOZ:

Проверка:

            

Рассмотрим сечение I:

                                                    

Сечение II:

 

Определяем суммарные реакции и моменты:

         

 

Рисунок 3.3

Расчет тихоходного вала (см. рисунок 3.4):

Ось YOZ:

Проверка:

    

Рассмотрим сечение I:

                                                    

Сечение II:

Сечение III:

                                                    

Ось XOZ:

Проверка:

      

Рассмотрим сечение I:

                                                    

Сечение III:

Сечение II:

Определяем суммарные реакции и моменты:

        

 

                                       Рисунок 3.4

9. Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением  расчетной базовой долговечности L_10h, ч, с требуемой L_h, ч, по условию:

          Требуемая долговечность подшипника L_h предусмотрена ГОСТ 16162 – 85 и составляет для червячных редукторов L_h ≥ 5000 ч.

Базовая долговечность, ч, определяется по формуле:

где  - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

         - частота вращения вала;

        - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;
        – показатель степени: m=3 для шариковых подшипников; m=3,3 для роликовых подшипников.

Проверяем шариковые однорядные радиальные подшипники 308 на быстроходном валу.

          Определяем эквивалентную динамическую нагрузку, Н:

где  – коэффициент радиальной нагрузки;

        – коэффициент осевой нагрузки;
        – коэффициент вращения;

        - коэффициент безопасности;

       – температурный коэффициент.

 

Не удовлетворяет условию, принимаем подшипник более тяжелой серии: подшипник 408.

Проверяем роликовые конические однорядные подшипники 7216 на тихоходном валу.

          Определяем осевые нагрузки:

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку, Н:

где  – коэффициент радиальной нагрузки;

        – коэффициент осевой нагрузки;
        – коэффициент вращения;

        - коэффициент безопасности;

       – температурный коэффициент.

 

10. Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки проверяют на смятие.

Условие прочности:

где  - окружная сила, Н;

      - площадь смятия, мм².

При колебаниях нагрузки

Шпонку под колесо выбираем из ряда с d=85…95 мм:

Шпонку под открытую передачу выбираем из ряда с d=65…75 мм:

Шпонку под полумуфту выбираем из ряда с d=50…58 мм:

11. Проверочный расчет валов

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений  равна расчетным напряжениям изгиба :

где  – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла  равна половине расчетных напряжений кручения :

где  – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Определяем напряжения в опасных сечениях валов, Н/мм².

Для быстроходного вала в точках В и С (см рисунок 3.3).

В точке В:

В точке С:

 

Для тихоходного вала в точках В и С (см рисунок 3.4).

В точке В:

В точке С:

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетных сечений вала:

где  и  – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

       – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

       – коэффициент влияния шероховатости;

       - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициенты выбираются из таблиц (таблицы 11.2 – 11.5 [1]).

Для быстроходного вала:

В точке В:

В точке С:

Для тихоходного вала:

В точке В:

В точке С:

Определяем пределы выносливости в сечениях вала, Н/мм²:

Для быстроходного вала:

В точке В:

В точке С:

Для тихоходного вала:

В точке В:

В точке С:

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным