147567 (Привод к лебедке), страница 3

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)

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

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

К_H - 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 = 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 Ft ₂ K_F К_F К_F/ (b₂ m) < [σ] _F2, (85)

σ _F1 = σ _F2 Y_F1/Y_F2 < [σ] _F1, (86)

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

точности 9 с.63 [1], K_F = 1,1;

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

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

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

Y_F1 и Y_{F2 -} 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, определяем по формуле

Y = 1 - β ^о/140, (89)

Y = 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

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

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

d₁ , (99)

d₁ = 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

d₁ , (102)

d₁ = 38,66 мм

Принимаем d₁ =39 мм

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

d₂ = d₁ + 2 t, (103)

d₂ = 39 + 2 2 = 43 мм

Принимаем d₂ = 45 мм.

Диаметр третьей ступени d₃, мм определяем по формуле

d₃ = d₂ + 3,2 r, (104), d₃ = 45 + 3,2 1,6 = 50,12 мм

принимаем d₃ = 50 мм.

Вал ведущего барабана:

Диаметр вала первой ступени d₁, мм определяем по формуле

d₁ , (105)

d₁ = 51,41 мм,

Принимаем d₁ = 52 мм.

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

d₂ = d₁ +2 t, (106)

d₂ = 52 + 2 2,8 = 57,6 мм,

Принимаем d₂ =58 мм.

Диаметр третьей ступени d₃, мм определяем по формуле

d₃ = d₂ + 3,2 r, (107)

d₃ = 58 + 3,2 3 = 67,6 мм

Принимаем d₃ = 68 мм.

Расстояние между деталями передач.

Зазор между вращающимися деталями редуктора и стенка корпуса а, мм определяем по формуле

а = + 4, (108)

где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач

а = + 4 = 11,14 мм

Принимаем а = 11 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью червяка b, мм определяем по формуле

b > 4 а, (109)

b = 4 11 = 44 мм

8. Предварительный выбор подшипника

Для быстроходного вала выбираем роликоподшипник конический однорядный № 7205

d_п = 25 мм, D = 52мм, Т = 16,5 мм, е = 0,36; Y = 1,67; Сr = 23,9 кН, Сrо = 22,3 кН.

Смещение точки приложения опорных реакций а, мм определяем по формуле

а = 0,5 (Т + (D + d_п) е/3), (110)

а = 0,5 (16,5 + (25 + 52) 0,36/3) = 12,87 мм,

Для тихоходного вала выбираем роликоподшипник конический однорядный № 7209

d_п = 45 мм, D = 85 мм, Т = 21 мм, е =0,41; Y = 1,45; Сr = 42,7 кН, Сrо = 33,4 кН.

Смещение точки приложения опорных реакций определяем по формуле (110)

а = 0,5 (21 + (45 + 85) 0,41/3) = 19,38 мм,

Для вала ведущей звездочки выбираем роликоподшипник конический однорядный № 7310

d_п = 50 мм, D = 90 мм, Т = 22 мм, е = 0,37; Y = 1,60; Сr = 52,9 кН, Сrо = 40,6 кН.

Смещение точки приложения опорных реакций определяем по формуле (110)

а = 0,5 (22 + (50 + 90) 0,37/3) = 19,63 мм,

9. Выбор муфты

Для соединения выходных концов вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора, установленных на общей раме выберем:

Втулочно-пальцевую муфту 31,5-15 - I.I. - 18-II.2-У3 ГОСТ 21424-75, Δr = 0,2.

Радиальная жесткость упругой втулочно-пальцевой муфты С_Δr = 2140 Н.

Радиальная сила, Fм, кН вызванная радиальным смещением определенным по соотношению

Fм = С_Δr Δr, (111)

Fм = 21400,2 = 0,428 кН

10. Определение реакций в опорах подшипников валов

Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов и поперечных сил.

Быстроходный вал. Исходные данные: Ft₁ = 0,521 кН; Fr₁ = 0,75 кН; Fа₁ = 2,06 кН; Fм = 0,428 кН; К_НL1 =100 мм; L₂ = 80, мм; L₃ = 80 мм; d₁ = 56 мм.

∑F_x = 0; R_аx + R_вx + Ft₁ + Fм = 0, (112)

∑F_y = 0; R_аy + R_вy - Fr₁ = 0, (113)

∑F_z = 0; F_а1 - R_аz = 0,∑M_дx = 0; R_аy (L₂ + L₃) - Fr₁ L₃ + F_а1 d₁ /2 = 0, (114)

∑M_дy = 0; - R_аx (L₂ + L₃) - F_t1 L₃ - F_м (L₂ + L₃ + L₁) = 0, (115)

Из уравнения (114)