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.

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