Привод к лебедке (стр. 3 из 5)

Округляем расчетное межосевое расстояние до стандартного а_W= 180 мм.

Модуль зацепления m, мм определяем по формуле

m ≥ 2 ×K_m×T₃× 10 ³/ (d₂×b₂× [σ] _F), (64)

где K_m - вспомогательный коэффициент, K_m= 5,8.

Делительный диаметр колеса d₂, мм определяем по формуле

d₂ = 2 × а_W×U₁ / (U₁+ 1), (65)

d₂ = 2 ×180 × 2,5/ (2,5 + 1) = 257,14 мм

Ширину венца b₂, мм определяем по формуле

b₂ = ψ_а× а_W, (66)

b₂ = 0,25 × 180 = 50,4 мм

Подставляем найденные значения в формулу (64)

m ≥ 2 × 5,8 × 543,51 × 10 ³/ (257,14 × 50,4 × 170,75) = 2,85 мм

Принимаем m=3 мм.

Угол наклона зубьев β_мин, ^о определяем по формуле

β_мин= arcsin (3,5 ×m / b₂), (67)

β_мин = arcsin (3,5 × 3/50,4) = arcsin (0, 20833) = 12 ^о02 ^/

Числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z_2:определяем по формулам

Z₁ = Z/ (1 + U₁), (68), Z₁ = 117/ (1 + 2,5) = 33,43

Принимаем Z₁ = 33

Z₂ = Z - Z_1,Z₂ = 117 - 33 = 84

Суммарное число зубьев Z определяем по формуле

Z_S = 2 × а_W× cos β_мин / m, (69)

Z_S = 2 × 180 × 0,9781/3 = 117,37

Принимаем Z_S = 117

Уточненный угол β, ^о определяем по формуле

β = arcos (Z_S×m /2 ×a_W), (70)

β = arcos (117 × 3/2 × 180) = 12 ^о 51 ^/

Фактическое передаточное число U_ф и его отклонения от заданного ΔU определяем по формулам

U_ф = Z₂/ Z₁, (71), U_ф = 84/33 =2,55

ΔU= (U_ф -U) × 100% / U£ 4%, (72)

ΔU= (2,55 - 2,5) × 100% / 2,5 = 1,82% £ 4%

Фактическое межосевое расстояние а_W, мм определяем по формуле

а_W= (Z₁ + Z₂) ×m/ (2 ×cos β), (73)

а_W= (33 + 84) × 3/ (2 × 0,9781) = 180 мм

Делительный диаметр шестерни d₁, мм определяем по формуле

d₁ = m×Z_1/cosβ, (74)

d₁ = 3 × 33/0,9781 = 101,5 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни d_а1, мм определяем по формуле

d_а1 = d₁ + 2 ×m,

d_а1 = 101,5 + 2 × 3 = 107,5 мм (75)

Диаметр впадин зубьев шестерни d_f₁, мм определяем по формуле

d_f₁ = d₁ - 2,4 ×m, (76)

d_f₁ = 101,5 - 2,4 × 3 =94,3 мм

Ширина венца шестерни b₁, мм определяем по формуле

b₁= b₂ + 4, (77)

b₁ = 50 + 4 = 54 мм

Принимаем b₁ = 54 мм.

Делительный диаметр колеса d₂, мм определяем по формуле

d₂ = m × Z_2/cos β, (78)

d₂ = 3 × 84/0,9781 = 258,5 мм.

Диаметр вершин зубьев колеса d_а2, мм определяем по формуле

d_а2 = d₂ + 2 ×m, (79)

d_а2 = 258,5 +2 × 3 = 264,5 мм

Диаметр впадин зубьев колеса d_f₂, мм определяем по формуле

d_f₂ = d₂ - 2,4 ×m, (80)

d_f₂ = 258,5 - 2,4 × 3 = 251,3 мм

Ширина венца колеса b₂, мм определяем по формуле

b₂= ψ_а× а_W, (81)

b₂= 0,25 × 180 = 50,4 мм

Принимаем b₂= 50 мм.

Проверочный расчет

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

σ_H= 376 ×

£ [σ] _H, (82)

гдеК_H_a - коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями по графику рис.4.2 с.63 [1], К_H_a = 1,1;

К_H_u - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности по таб.4.3 с.62 [1], К_H_u = 1,1;

К_H_b - степень точности зубчатой передачи, в зависимости от окружной скорости.

Окружную скорость V_s, м/с определяем по формуле

V_s = ω₂×d_2/ (2 × 10 ³), (83)

V_s= 3,75 × 258,5/ 2 × 10 ³= 0,48 м/с

Тогда по т.4.2 [1] - 9 К_H_b = 1,05.

Окружную силу на колесе Ft₂, кН определяем по формуле

Ft₂ = 2 ×T₂× 10 ^3/d₂, (84)

Ft₂ = 2 × 543,51 × 10 ³/258,5 = 4, 205 кН

Подставляем найденные значения в формулу (82)

σ_H= 376 ×

= 434,06 Н/мм ²

σ_H= 434,06 Н/мм ²< [σ] _H= 456,8 Н/мм ²

Недогруз 100% × (_[σ] _H - σ _H₎ / [σ] _H

100% × (456,8 - 434,06) / 456,8 =4,98% < 10%, что допустимо.

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

σ_F2 = Y_F₂×Y_b×Ft₂×K_F_a× К_F_b× К_F_u/ (b₂×m) < [σ] _F2, (85)

σ_F1 = σ_F2×Y_F_1/Y_F₂< [σ] _F1, (86)

где K_F_a - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для степени

точности 9 с.63 [1], K_F_a = 1,1;

К_F_b - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, К_F_b = 1,05;

К_F_u - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени

точности по таб.4.3 с.62 [1], К_F_u = 1,01;

Y_F₁и Y_F_{2 -}коэффициенты формы зуба колеса определяемый по таб.4.4 с.64 [1] в

зависимости от эквивалентного числа зубьев

Z_{υ 1} = Z₁/ (cos β) ², (87)

Z_{υ 1} = 33/0,9781 ² = 34,71

Z_{υ 2} = Z₂/ (cos β) ^3, (88)

Z_{υ 2} = 84/0,9781 ³ = 90,6

Тогда по таб.4.4 с.64 [1] Y_F₁ =3,75 и Y_F₂ =3,60.

Коэффициент учитывающий наклон зуба Y_b, определяем по формуле

Y_b= 1 - β ^о/140, (89)

Y_b= 1 - 12 ^о51 // 140 = 0,91

Тогда по формуле (85) и (86)

σ_F2 = 3,6 × 0,91 × 4205,73 × 1,1 × 1,05 × 1,01/ (50 × 3) = 103,59 Н/мм ²< [σ] _F= 170,75 Н/мм ²

σ_F1 = 103,59× 3,75/ 3,6 = 107,91 Н/мм ²< [σ] _F1 =192 Н/мм ²

При проверке на прочность определили что, рассчитанная передача соответствует рабочим нагрузкам.

Межосевое расстояние а_W, мм определяем по формуле

а_W= (d₁+ d₂) / 2, (90)

а_W= (101,5 + 258,5) /2 = 180 мм

Пригодность заготовок шестерни и колеса определяем по формулам

Условие пригодности D_пред > D_заг,S_пред > S_заг

D_заг1 = d_а1+ 6, (91)

D_заг1 =107,5 + 6 =113,5 мм < 125 мм - пригодно

D_заг2 = d_а2 = 264,5 мм - без ограничений

S_пред = 80 мм > S_заг = b₂ + 4 = 54 мм

Составим таблицу

Таблица 4 - Параметры косозубой открытой передачи

Открытая косозубая передача
Параметр	Значение
Параметр	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, а_W (мм)	180
Модуль зацепления, m (мм)	3
Угол наклона зубьев, β^о	12 ^о51 ^/
Числа зубьев Z_i	33	84
Делительный диаметр, d_i₍мм)	101,5	258,5
Диаметр вершин d_а_i (мм)	107,5	264,5
Диаметр впадин d_Fi (мм)	94,3	251,3
Ширина венца b, (мм)	54	50
Контактные напряжения зубьев, Н/мм ²	434,06
Напряжения изгиба зубьев, Н/мм ²	103,59	107,91

6. Нагрузки валов редуктора

Силы в зацеплении закрытой червячной передачи.

Окружную силу Ft₁ и Ft₂, кН определяем по формуле

Ft₁ = 2 ×T₁×10 ^3/d₁, (92)

Ft₁ = 2 ×14,59 ×10³/56 = 0,521 кН

Ft₂ = 2 ×T₂×10 ^3/d₂, (93)

Ft₂ = 2 × 231,16 × 10 ³/224 =2,06 кН

Радиальную силу Fr₁ и Fr₂, кН определяем по формуле

Fr₁ = Fr₂ = Ft₂× tg α, (94), Fr₁ = Fr₂ = 2,06 × 0,3639 = 0,75 кН

Осевую силу Fа₁ и Fа₂, Н определяем по формуле

Fа₁ = Ft₂= 2,06 Н

Fа₂= Ft₁= 0,521 Н

Силы в зацеплении открытой зубчатой косозубой передачи

Окружную силу Ft₃ и Ft₄, кН определяем по формуле

Ft₃= Ft₄ = 2 ×T₃×10 ^3/d₂, (95)

Ft₃= Ft₄ = 2 ×543,51 ×10 ³/258,5 = 4,2 кН

Радиальную силу Fr₃ и Fr₄, кН определяем по формуле

Fr₃ = Fr₄ = Ft₄× tg α /cos β, (96)

Fr₃ = Fr₄ = 4,2 × 0,3639/0,9781 = 1,56 кН

Осевую силу Fа₃ и Fа₄, Н определяем по формуле

Fа₃ = Fа₄ = Ft₄×tg β, (97)

Fа₃ = Fа₄ = 4,2 × 0,229 = 0,96 Н

Консольные нагрузки. На быстроходном валу (червяка) от поперечных усилий муфты

F_м = 100 ×

, (98)

F_м

= 100 ×

= 416 Н

7. Разработка эскизного проекта

Материал валов Ст 35 твердостью ≤ 350 НВ_2, термообработка - улучшение; по таб.3.2 [1] σ _в = 550Н/мм ², σ_Т = 270 Н/мм ², σ_-1 = 235 Н/мм ^{2, п}ринимаем для вала-червяка τ_-к= 10 Н/мм ^2, для тихоходного вала τ_-к= 20 Н/мм ²

Определение геометрических параметров валов.

Быстроходный вал:

Диаметр вала под полумуфту d₁, мм определяем по формуле

d₁³

, (99)

d₁³

= 19,39 мм

Принимаем d₁ = 20 мм.

Диаметр второй ступени вала под подшипник d₂, мм определяем по формуле

d₂ = d₁ + 2 ×t, (100)

d₂ = 20 + 2 × 2 = 24 мм

Принимаем d₂ =25 мм.

Диаметр третьей ступени d₃, мм определяем по формуле

d₃ = d₂ + 3,2 ×r, (101)

d₃ = 25+3,2 × 1,6 = 30,12 мм < d_f

Принимаем d₃= 30мм.

Тихоходный вал:

Диаметр вала первой ступени d₁, мм определяем по формуле