Проектирование привода электролебёдки (редуктор) (стр. 2 из 7)

z₂=196 – 39= 157

3.1.7. Определение фактического значения передаточного числа.

Проверка передачи по передаточному числу

(24)

Δu=(|u_т-u|/u_т)·100% <4% , (25)

где u – фактическое значение передаточного числа редуктора;

u_т – теоретическое значение передаточного числа взятого из стандартного ряда редукторов, u_т=4;

Du – отклонение фактического значения передаточного числа редуктора от заданного, %.

Du=(|4,03-4|)/4·100%=0,75% <4%

3.1.8. Определение фактического межосевого расстояния.

(26)

мм

3.1.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни

Делительные диаметры

d₁=m×z₁/cosb, (27)

d₂=m×z₂/cosb,

где d₁ – диаметр шестерни, мм;

d₂ – диаметр колеса, мм.

d₁=1,5×39/cos11,48°=59,7 мм

d₂=1,5×157/cos11,48°=240,3 мм.

Диаметры вершин зубьев

d_a1=d₁+2×m, (28)

d_a2=d₂+2×m,

где d_a1 – диаметр вершины зуба шестерни, мм;

d_a2 – диаметр вершины зуба колеса, мм.

d_a1=59,7+2×1,5= 62,7 мм

d_a2=240,3+2×1,5= 243,3 мм

Диаметры впадин зубьев

d_f1= d₁-2,5×m, (29)

d_f2= d₂-2,5×m,

где d_f1 – диаметр впадины зуба шестерни, мм;

d_f2 – диаметр впадины зуба шестерни, мм.

d_f1=59,7 – 2,5×1,5= 55,95мм

d_f2=240,3 – 2,5×1,5= 236,55 мм

3.1.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость

, (30)

где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376 [4,с.61]

К_нα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим К_нα = 1,14;

K_нυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62]K_нυ = 1,04;

Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость.

3.1.11. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость при изгибе.

s_F2=Y_F2×Y_b×K_Fb×K_Fn×2×Т₂/(d₂b₂×m)£[s_F]₂, (31)

s_F1=s_F2(Y_F1/Y_F2) £[s_F]_1, (32)

где s_F1,2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²;

Y_F1,2 – коэффициенты формы зуба для колеса и шестерни, определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев (z_v1=z₁/cos³b₁ ; z_v2=z₂/cos³b₂), и коэффициента смещения равный 0, и определяется по графику;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

K_Fb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

K_Fb =1;

K_Fn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, K_Fn=1,11.

Значение Y_F1,2 определяем по таблице 4.4 [4,с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, z_v1,2= z_1,2/cos³β.

z_v2=157/cos³11,48°= 166,8

Y_F2=3,62

z_v1=39/cos³11,48°= 41,44

Y_F1=3,69

Y_b=1-β⁰/140 (33)

Y_b=1-11,48°/140=0,918

s_F2=2×174950×3,62×1×0,918×1,11/(240,3×30×1,5) = 119,4 МПа

s_F2= 119,4£200,85 Н/мм²

s_F1=119,4(3,69/3,62) = 121,7 £[s_F]₂

s_F1= 121,7 £213,21Н/мм²

Колесо и шестерня проходят проверку на изгиб.

Таблица 3.

Параметры первой ступени косозубой передачи

Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Твердость НВ	207	195
Допускаемое контактное напряжение [σн], Н/мм2	439,6	418
Допускаемое напряжение на изгиб [σF], Н/мм2	213,21	200,85
Ширина венца b, мм	34	30
Делительный диаметр d, мм	59,7	240,3
Диаметр впадин df, мм	55,95	236,55
Диаметр вершин dа, мм	62,7	243,3
Число зубьев z	39	157
Контактное напряжение σн, Н/мм2	412,7
Напряжение на изгиб σF, Н/мм2	121,7	119,4
Межосевое расстояние аw, мм	150
Угол наклона зубьев b, °	11,48
Фактическое передаточное число редуктора uф	4,03
Модуль передачи m	1,5

3.2. Расчет второй ступени цилиндрического редуктора

3.2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

По таблице 3.2 [4,с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация. Принимаем твёрдость шестерни НВ₁=207, твёрдость колеса НВ₂=195.

Допускаемое контактное напряжение:

[σ_н.]₁=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм²

[σ_н.]₂=1,8· 195+67= 418 Н/мм²

За расчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых контактных напряжений [σ_н]=418 Н/мм².

Допускаемое напряжение изгиба определяется:

[σ F]₁=1,03·207 = 213,21 Н/мм²

[σ F]₂=1,03·195 = 200,85 Н/мм²

3.2.2. Определение значения межосевого расстояния

мм

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69 a_ω=240 мм.

3.2.3. Определение рабочей ширины венца колеса и шестерни

3.2.4. Определение модуля передачи

мм

Полученное значение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 m = 2,5 мм.

3.2.5. Определение суммарного числа зубьев и угла наклона зуба

3.2.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса

z₂=189 – 34= 155

3.2.7. Определение фактического значения передаточного числа. Проверка передачи по передаточному числу

Du=(|4,56-4,5|)/4,5·100%=1,33% <4%

3.2.8. Определение фактического межосевого расстояния.

мм

3.2.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни

Делительные диаметры

d₁=2,5×34/cos10,14°=86,4 мм

d₂=2,5×155/cos10,14°=393,6 мм.

Диаметры вершин зубьев

d_a1=86,4+2×2,5= 91,4 мм

d_a2=393,6+2×2,5= 398,6 мм

Диаметры впадин зубьев

d_f1=86,4 – 2,5×2,5= 80,15мм

d_f2=393,6 – 2,5×2,5= 387,35 мм

3.2.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость

К_нα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим К_нα = 1,11;

K_нυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62]K_нυ = 1,01;

Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость.

3.2.11. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость при изгибе.

K_Fn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, K_Fn=1,04.

Значение Y_F1,2 определяем по таблице 4.4 [4,с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, z_v1,2= z_1,2/cos³β.

z_v2=155/cos³10,14°= 162,5

Y_F2=3,62

z_v1=34/cos³10,14°= 35,6

Y_F1=3,75

Y_b=1-10,14°/140=0,928

s_F2=2×748540×3,62×1×0,928×1,04/(393,6×48×2,5) = 110,7 МПа

s_F2= 110,7£200,85 Н/мм²

s_F1=110,7(3,75/3,62) = 114,7 £[s_F]₂

s_F1= 114,7 £ 213,21Н/мм²

Колесо и шестерня проходят проверку на изгиб.

Таблица 4.

Параметры первой ступени косозубой передачи

Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Твердость НВ	207	195
Допускаемое контактное напряжение [σн], Н/мм2	439,6	418
Допускаемое напряжение на изгиб [σF], Н/мм2	213,21	200,85
Ширина венца b, мм	52	48
Делительный диаметр d, мм	86,4	393,6
Диаметр впадин df, мм	80,15	387,35
Диаметр вершин dа, мм	91,4	398,6
Число зубьев z	34	155
Контактное напряжение σн, Н/мм2	405,6
Напряжение на изгиб σF, Н/мм2	114,7	110,7
Межосевое расстояние аw, мм	240
Угол наклона зубьев b, °	10,14
Фактическое передаточное число редуктора uф	4,56
Модуль передачи m	2,5

3.3. Расчет нагрузок привода