Смекни!
smekni.com

Привод к лебедке (стр. 3 из 5)

Округляем расчетное межосевое расстояние до стандартного аW= 180 мм.

Модуль зацепления m, мм определяем по формуле

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

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

Делительный диаметр колеса d2, мм определяем по формуле

d2 = 2 × аW×U1 / (U1 + 1), (65)

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

Ширину венца b2, мм определяем по формуле

b2 = ψа× аW, (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 βмин, о определяем по формуле

βмин = arcsin (3,5 ×m / b2), (67)

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

Числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2: определяем по формулам

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

Принимаем Z1 = 33

Z2 = Z - Z1,Z2 = 117 - 33 = 84

Суммарное число зубьев Z определяем по формуле

ZS = 2 × аW × cos βмин / m, (69)

ZS = 2 × 180 × 0,9781/3 = 117,37

Принимаем ZS = 117

Уточненный угол β, о определяем по формуле

β = arcos (ZS×m /2 ×aW), (70)

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

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

Uф = Z2/ Z1, (71), Uф = 84/33 =2,55

ΔU= (Uф -U) × 100% / U£ 4%, (72)

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

Фактическое межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле

аW= (Z1 + Z2) ×m/ (2 ×cos β), (73)

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

Делительный диаметр шестерни d1, мм определяем по формуле

d1 = m×Z1/cosβ, (74)

d1 = 3 × 33/0,9781 = 101,5 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни dа1, мм определяем по формуле

dа1 = d1 + 2 ×m,

dа1 = 101,5 + 2 × 3 = 107,5 мм (75)

Диаметр впадин зубьев шестерни df1, мм определяем по формуле

df1 = d1 - 2,4 ×m, (76)

df1 = 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 × Z2/cos β, (78)

d2 = 3 × 84/0,9781 = 258,5 мм.

Диаметр вершин зубьев колеса dа2, мм определяем по формуле

dа2 = d2 + 2 ×m, (79)

dа2 = 258,5 +2 × 3 = 264,5 мм

Диаметр впадин зубьев колеса df2, мм определяем по формуле

df2 = d2 - 2,4 ×m, (80)

df2 = 258,5 - 2,4 × 3 = 251,3 мм

Ширина венца колеса b2, мм определяем по формуле

b2 = ψа× аW, (81)

b2 = 0,25 × 180 = 50,4 мм

Принимаем b2 = 50 мм.

Проверочный расчет

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

σH= 376 ×

£ [σ] H, (82)

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

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

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

Окружную скорость Vs, м/с определяем по формуле

Vs = ω2×d2/ (2 × 10 3), (83)

Vs= 3,75 × 258,5/ 2 × 10 3 = 0,48 м/с

Тогда по т.4.2 [1] - 9 КHb = 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)

σH= 376 ×

= 434,06 Н/мм 2

σH= 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

σF2 = YF2×Yb×Ft 2×KFa× КFb× КFu/ (b2×m) < [σ] F2, (85)

σF1 = σF2 ×YF1/YF2 < [σ] F1, (86)

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

точности 9 с.63 [1], KFa = 1,1;

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

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

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

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба колеса определяемый по таб.4.4 с.64 [1] в

зависимости от эквивалентного числа зубьев

Zυ 1 = Z1/ (cos β) 2, (87)

Zυ 1 = 33/0,9781 2 = 34,71

Zυ 2 = Z2/ (cos β) 3, (88)

Zυ 2 = 84/0,9781 3 = 90,6

Тогда по таб.4.4 с.64 [1] YF1 =3,75 и YF2 =3,60.

Коэффициент учитывающий наклон зуба Yb, определяем по формуле

Yb= 1 - β о/140, (89)

Yb= 1 - 12 о51 // 140 = 0,91

Тогда по формуле (85) и (86)

σF2 = 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

σF1 = 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 аW, мм определяем по формуле

аW= (d1 + d2) / 2, (90)

аW= (101,5 + 258,5) /2 = 180 мм

Пригодность заготовок шестерни и колеса определяем по формулам

Условие пригодности Dпред > Dзаг,Sпред > Sзаг

Dзаг1 = dа1 + 6, (91)

Dзаг1 =107,5 + 6 =113,5 мм < 125 мм - пригодно

Dзаг2 = dа2 = 264,5 мм - без ограничений

Sпред = 80 мм > Sзаг = b2 + 4 = 54 мм

Составим таблицу

Таблица 4 - Параметры косозубой открытой передачи

Открытая косозубая передача
Параметр Значение
Шестерня Колесо
Межосевое расстояние, аW (мм) 180
Модуль зацепления, m (мм) 3
Угол наклона зубьев, βо 12 о51 /
Числа зубьев Zi 33 84
Делительный диаметр, di (мм) 101,5 258,5
Диаметр вершин dаi (мм) 107,5 264,5
Диаметр впадин dFi (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 ×10 3/56 = 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

1 = Ft2 = 2,06 Н

2 = 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

3 = Fа4 = Ft4×tg β, (97)

3 = Fа4 = 4,2 × 0,229 = 0,96 Н

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

Fм = 100 ×

, (98)

Fм

= 100 ×
= 416 Н

7. Разработка эскизного проекта

Материал валов Ст 35 твердостью ≤ 350 НВ2, термообработка - улучшение; по таб.3.2 [1] σ в = 550Н/мм 2, σТ = 270 Н/мм 2, σ-1 = 235 Н/мм 2, принимаем для вала-червяка τ= 10 Н/мм 2, для тихоходного вала τ= 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 < df

Принимаем d3 = 30мм.

Тихоходный вал:

Диаметр вала первой ступени d1, мм определяем по формуле