Расчет и проектирование привода лебедки (стр. 4 из 7)
Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψba<0,4)
; 
; 
;0,315>0,056
Значит, условие выполняется.
Определяем окружные скорости колес
; 
м/с; 
; 
; 
м/с;Принимаем для расчетов
м/с.Определяем силы в зацеплении
- окружная
; 
; 
Н;- радиальная
; 
; 
Н;- осевого усилия нет.
Принимаем 9-ую степень точности изготовления колес [1,табл.4.5].
Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: KHV=1,2 (Н≤350HB); КFV=1,02 [1,табл. 4.13]. Принимаем коэффициенты формы зуба некорригированного зацепления: для шестерни z1 = 16, YF1 = 4,4; а для колеса z2 = 72, YF2 = 3,61. Проверяем зубья колеса по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба:
Расчетное контактное напряжение:
; 
;Определяем ∆σН
; 
; 
недогрузки, что допускается.Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни:
; 
; 
; 
;Прочность зубьев на изгиб обеспечивается
Все вычисленные параметры заносим в табл.3.
Параметры закрытой шевронной передачи Таблица 3
| Параметр | Шестерня | Колесо |
| mn,мм | 4 | |
| z | 16 | 72 |
| βº | 45º | |
| ha,мм | 4 | |
| hf,мм | 5 | |
| h,мм | 10 | |
| с, мм | 0,5 | |
| d,мм | 90,5 | 409,5 |
| dа,мм | 98,5 | 422,5 |
| df,мм | 80,5 | 399,6 |
| b, мм | 80 | 62 |
| ω, рад | 18,2 | 4 |
| аW,мм | 250 | |
| v, м/с | 0,8 | |
| Т, Нм | 388 | 1964 |
| Ft, Н | 9593 | |
| Fr, Н | 4938 | |
4. Расчет валов редуктора
По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия:
Fa1= Fa2= Fa1;
Ft1= Ft2= Ft1;
Fr1= Fr2= Fr1;
Ft3= Ft4= Ft2;
Fr3= Fr4= Fr2.
Схема усилий приведена на рис.3.
Так как на валу промежуточного вала находится 3 зубчатых колеса, этот вал будет определяющим для внутренней ширины корпуса редуктора и расчет валов начнем с него.
4.1 Расчет промежуточного вала
Исходные данные выбираем из табл.1,3 с округлением до целых чисел:
Схема усилий действующих на валы редуктора
Fa1= Fa2= Fa1=251Нм;
Ft1= Ft2 =Ft1= 2906Нм;
Fr1= Fr2= Fr1= 1086Нм;
Ft3= Ft4= Ft2=9592Нм;
Fr3= Fr4= Fr2=4938Нм;
Нм; 
Нм. 
Рис.4 Схема усилий, действующих на валы редуктора
d1=53мм;
d2=267мм;
d3=90,5мм;
Т1=81Н;
Т2=388Н;
Т2=388Н;
b1=54мм;
b2=50мм;
b3=82мм;
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4]
σв=730Н/мм2;
Н/мм2; 
Н/мм2; 
Н/мм2.Определяем диаметр выходного конца вала под подшипником из расчёта на чистое кручение
где [τк]=(10…20)Мпа [1,c.161]
Принимаем [τк]=30Мпа.
; 
мм.Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:
мм.Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала редуктора (рис.4), уменьшая диаметр ступеней вала на 5…6мм
Рис.5 Приближенная конструкция промежуточного вала
dв=52мм;
Lст1=в1=54мм;
Lст3=в3=82мм;
х=8мм;
W=50мм;
r=2,5мм;
f=1,2мм;
dст= dв-3f=48мм;
dп≥ dст-3r=40мм;
l=2Lст1+Lст3+4х+W=326мм.
Так как осевые силы от двух косозубых колес взаимно компенсируются, их можно не учитывать в расчетах, поэтому предварительно назначаем предварительно подшипники шариковые радиальнные однорядные средней серии по
мм подшипник №308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Fa×d/2]:
mа=251·267×10-3/2;
mа=33,5Н×м2.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1åmFу=0
-RКу·0,272-Ft1·0,0,06+Ft3·0,06+ mа –Ft1·0,212=0
RКy=(4938·0,06-1086·0,212-1086·0,0,06)/ 0,272;
RКy==60Н
Учитывая симметричность нагрузок:
RFy=60Н
Назначаем характерные точки 1, 2, 3, 4 и 5 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у(слева)=-RFy·0,06;
М2у(слева)=-3,5
М2у(справа)= М2у -mа;
М2у=-37;
М3у=-Fr3·0,076;
М3у=-412,5Нм2;
М4у(слева)= М2у(справа) =-37;
М4у(справа)= М2у(слева)=-3,5;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.6)
Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.
1åmFх=0
RКх·0,272-Fr1·0,0,06- mа+Fr3·0,06+ mа -Fr1·0,212=0
RКх=(-4938·0,06+1086·0,212+1086·0,06)/ 0,272;
RКх==34,5Н
Рис.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.
Учитывая симметричность нагрузок: RFх =34,5Н
Назначаем характерные точки 1, 2, 3, 4 и 5 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у=-Т2/2;
М3у=-Fr3·0,076;
М3у=-194Нм2;
М4у=-Т2;
М4у=-388;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.6)
Крутящий момент
Т1-1=0;
Т2-2=-T2/2=-194Нм2;
Т3-3(слева)=-T2/2=-194Нм2;
Т3-3(справа)=T2/2=194Нм2;
Т4-4=T2/2=194Нм2;
Т5-5=0.
В соответствии с рис.6 наиболее опасным является сечение 3-3, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.
Исходные данные для расчета:
М3х= 388Нм2;
М3у=412,5Нм2;
Т3-3=388Нм2;
d=52мм;
в=16мм – ширина шпонки,
t=6мм – глубина шпоночного паза,
l=45мм – длина шпонки.
При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.
Определяем результирующий изгибающий момент:
Нм2.Эквивалентный момент:
Нм2.Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ-1]и=60МПа: