Смекни!
smekni.com

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:

М=0;

М2у(слева)=-RFy·0,06;

М2у(слева)=-3,5

М2у(справа)= М -mа;

М=-37;

М=-Fr3·0,076;

М=-412,5Нм2;

М4у(слева)= М2у(справа) =-37;

М4у(справа)= М2у(слева)=-3,5;

М=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:

М=0;

М=-Т2/2;

М=-Fr3·0,076;

М=-194Нм2;

М=-Т2;

М=-388;

М=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:

М= 388Нм2;

М=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: