Механизм подъема с увеличенной высотой перемещения груза (перематывающая лебедка) (стр. 4 из 8)
;- ширина зубчатого венца
, (3.47) 
;- диаметр окружности выступов
, (3.48) 
;- диаметр окружности впадин
, (3.49) 
.Шестерня:
- диаметр начальной окружности
, (3.50) 
;- ширина зубчатого венца
, (3.51) 
;- диаметр окружности выступов
, (3.52) 
;- диаметр окружности впадин
, (3.53) 
.Межосевое расстояние
, (3.54) 
.3.11.7 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
, (3.55) 
.Примем 8-ю степень точности передачи в соответствии с рекомендациями /10, с. 81, таб. 47/.
3.11.8 Уточненное значение коэффициента расчетной нагрузки
, (3.56)где
- коэффициент концентрации нагрузки, для прирабатывающихся прямоугольны и косозубых передач при переменном режиме нагружения можно принимать: 
, (3.57) 
= 1,2 для вш/dш = 230/462 = 0,5 / 14, с. 282, таб. 38/; 
- коэффициент динамичности нагрузки, для 8-ой степени точности и окружной скорости до 3 м/с = 1,25 /14, с. 284, таб. 39/; 
, 
.3.11.9 Проверка передачи по контактным напряжениям
, (3.58)где
- коэффициент, учитывающий влияние коэффициента торцового перекрытия 
, можно принимать = 0,9, что соответствует коэффициенту перекрытия = 1,6. 
(расчет в данной формуле выполнен в кг и см).
Открытая зубчатая пара удовлетворяет условиям контактной прочности.
3.12 Ориентировочное определение диаметров валов и осей
Приводной вал (вал ведущей шестерни)
, (3.59)где М=Мш=9,76 кН крутящий момент на валу ведущей шестерни;
- допускаемые касательные напряжения, принимаем пониженные значения = 200кг/см2 = 19,6 МПа. 
.Принимаем d1= 180 мм, тогда диаметр под шестерню d1ш = 160 мм, под подшипник – d1п =150 мм, под муфту соединительную – d1м = 120 мм.
Ось барабана.
Поскольку ось работает только на изгиб, примем ее диаметр ориентировочно, а в дальнейшем проверим по напряжениям изгиба.
Итак , ориентировочно принимаем диаметр оси в среднем сечении d2 = 250 мм, тогда диаметр под зубчатое колесо (венец) d2к = 220 мм, диаметр под подшипник d2п = 180 мм.
3.13 Предварительный выбор подшипников
Учитывая высокую радиальную нагруженность опор и трудность обеспечения полной соосности при монтаже привода, выбираем роликоподшипники радиальные сферические двухрядные типа 3000 /16, с. 466, таб. 7/. Для приводного вала – подшипник 3530 (d = 150 мм, D = 270 мм, В = 73 мм); для опор барабанов – подшипник 3536 (d = 180 мм, D = 320 мм, В = 86 мм).
3.14 Подбор соединительных муфт
3.14.1 Соединение электродвигателя с редуктором
Рабочий, длительно действующий на соединяемых валах, крутящий момент
, (3.60)где
- суммарный момент, кН∙м;и = 14,97 - передаточное число механизма
= 1,1 – коэффициент неравномерности распределения момента; 
.Диаметры соединяемых валов: вала электродвигателя – 90 мм (конический); вала редуктора 50 мм (конический).
По учебнику /9, с. 41/ подбираем муфту зубчатую одиночную № 3 с тормозным шкивом с наибольшим передаваемым крутящим моментом Мкр = = 3,15 кН∙м. Наибольшие диаметры расточек под валы d = 90 мм (цилиндрическая) и d = 95 мм ( коническая), диаметр тормозного шкива D = 300 мм, масса муфты – 30 кг, момент инерции I = 0,6 кг∙м2.
Проверка выбранной муфты
, (3.61)где к1 – коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи и принимаемый по таблице для очень ответственных условий (возможность человеческих жертв при отказе), к1 = 1,8;
к2 – коэффициент, учитывающий условия работы и принимаемый по таблице для неравномерного нагружения к2 =1,3;
к3 – коэффициент углового смещения , принимаемый по таблице для угла 0,5є возможного перекоса к3 = 1,25.
.Условие выполняется.
3.14.2 Соединение редуктора с приводным валом
Рабочий, длительно действующий на соединяемых валах, крутящий момент
, (3.62) 
.Диаметры соединяемых валов: выходного вала редуктора – 80 мм, приводного вала шестерни – 120 мм (цилиндрический).
По учебнику /9, с. 41/ подбираем муфту зубчатую с промежуточным валом №7 с наибольшим передаваемым крутящим моментом Мкр = 16 кН∙м. Наибольшие диаметры расточек под валы d = 120 мм, масса одной муфты 62,5 кг, момент инерции I = 1,15 кг∙м2.
Проверка выбранной муфты
,здесь коэффициент углового смещения принят для угла перекоса 0,25є равным 1,0.
Условие выполняется.
3.15 Расчет осей барабанов
3.15.1 Выбор материала
Принимаем сталь 45 по ГОСТ 1050-74 нормализованную с механическими свойствами /15, с. 17, таб. 1/ σВ = 589 МПа, σТ = 314 МПа, σ-1 = 255 МПа и твердостью НВ 190.
3.15.2 Нагрузки, действующие на барабаны
Окружная сила
, (3.63) 
.Радиальная сила
, (3.64)где α = 20 є угол зацепления стандартной эвольвентной передачи;
.Из схемы (Рис. 3.1) следует, что более нагруженным является барабан I, который и примем за основу для дальнейшего расчета.
3.15.3 Нагрузки, действующие на ось барабана
Рассмотрим нагрузки в горизонтальной плоскости (рис. 3.2).
(3.65) 
(3.66) 
. 
Рисунок 3.2 – Схема к определению нагрузок, действующих на ось барабана в горизонтальной плоскости
Произведем проверку: сумма проекций всех сил на ось х должна равняться нулю.
, (3.67) 
Значит нагрузки
и 
вычислены правильно.