Привод электрической лебёдки

[s]_F01=1,3* НВ_1ср=1,03*285=294 Н/мм² – червяка,

Определяем  допускаемые напряжения изгиба для  зубьев шестерни и колеса:

[s]_F1= K_FL1*[s]_F01=1*294=294 Н/мм²,

Составляем  табличный ответ: 

 

 

4.  Выбор марки  материала червячного колеса зависит  от скорости скольжения и производится по табл. 3.5. Скорость скольжения v_S определяется по формуле:

 

м/с.

По табл. 3.5. принимаем  материал червячного колеса СЧ18 способ отливки - литье в  землю, s_в=355 Н/мм² ,s_т=- Н/мм²,

По табл. 3.6. [s]_Н=175-35* v_S=175–35*0,74=149 Н/мм²,

[s]_F=0,12*s_в* K_FL,

- коэффициент долговечности  при расчете на изгиб,

N₂=573*w₂*L_h= 573*1,7*30000 = 29*10⁶ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы колеса,

N_FO2=4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех материалов, соответствующие пределу выносливости,

Так как  N₂ больше N_FO2 соответственно, то K_FL=1,

[s]_F= 0,12*s_в* K_FL =0,12*355*1=43 Н/мм².

Составляем  табличный ответ: 

 
 
 

 

4. РАСЧЁТ  ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. (2, стр.74)

 

1. Расчёт  червячной передачи.

 

1. Межосевое расстояние: .

Т₂ =  129 Н*м– вращающий момент на тихоходном валу редуктора,

[s]_Н = 149 Н/мм²– допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, 

мм,

Округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

a_w= 125 мм. 

2. Выбрать число  витков червяка z₁ :

Принимаем z₁=2, т.к. передаточное число редуктора 20,0 (2, стр. 74),  

3. Число зубьев червячного колеса: зубьев,

 

4. Модуль  зацепления: m = (1,5…1,7)*а_w/z₂ = 1,5*125/40 = 4,68

 

Полученное  значение модуля  округляем в  большую сторону до стандартного: m =5, 

5. Определяем  из условия жесткости коэффициент  диаметра червяка:

q= (0,212…0,25)*z₂ = 0,25*40=10

6. Определяем коэффициент смещения инструмента х:

По условию  неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается в  диапазоне  -1£ х £ +1. Условие выполняется.

7. Определяем фактическое передаточное число U_ф и проверяем его отклонение DU от заданного U: U_ф=z₂/z₁=40/2,0=20,0

DU=½ U_ф- U_зп½/ U_зп*100%£4 % - отклонение от заданного передаточного числа.

DU=½ 20,0-20,0½/ 20*100% = 0 % - выполняется.

8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния: a_w=0,5*m*(q+z₂+2*x) = 0,5*5*(10+40+2*0) = 125 мм – фактическое межосевое расстояние.

 

9. Определяем  основные геометрические параметры  передачи:

 

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр d₁=q*m=10*5=50,0 мм,

начальный диаметр d_w1=m*(q+2*x)=5*(10+2*0)=50,0 мм,

диаметр вершин витков d_a1= d₁+2*m=50,0+2*5=60,0 мм,

диаметр впадин витков d_f1= d₁-2,4*m=50,0-2,4*5=38,0 мм,

делительный угол подъема линии витков g=arctg(z₁/q)=arctg(2/10)=11,309°

 

длина нарезаемой части червяка b₁=(10+5,5*х+z₁)*m+c

c=-(70+60*x)*m/z₂=-(70+60*0)*5/40=-8,75

b₁=(10+5,5*0+2)*5-8,75= 51,25мм

Значение  b₁ округляем до ближайшего по табл. 13.15: b₁=63 мм. 

б) Основные размеры червячного колеса:

делительный диаметр d₂=  d_w2=m*z₂=5*40=200 мм,

диаметр вершин зубьев d_а2= d₂+2*m*(1+x)=200+2*5*(1+0)=210,0 мм,

наибольший  диаметр колеса d_am2£ d_a2+6*m/(z₁+2)=210,0+6*5/(2+2)=217,5 мм,

диаметр впадин зубьев d_f2= d₂-2*m*(1,2-x)=200-2*5*(1,2-0)=188,0 мм,

ширина  венца при z₁=4 b₂=0,315*a_w=0,315*125=39,3 мм,

радиусы закруглений зубьев

 R_a=0,5*d₁-m=0,5*50,0-5=20,0 мм,

 R_f=0,5*d₁+1,2*m=0,5*50,0+1,2*5=31,0 мм,

условный  угол обхвата червяка венцом колеса

sin d=b₂/( d_a1-0,5*m)=39,3/(60,0-0,5*5)=0,62

d=38,76° 

 

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ. 

10. Определить коэффициент полезного действия червячной передачи:

м/с – фактическая скорость скольжения; в зависимости от фактической скорости скольжения по табл.4.9. выбираем значение угла трения: j=2°,

11. Проверяем контактные напряжения:

К –  коэффициент нагрузки, принимается  в зависимости окружной скорости колеса:

 м/с,

К=1, при  v£3 м/с, 

F_t2= 2*Т₂*10³/d₂ = 2*129000/200 = 1290 Н – окружная сила в зацеплении,

Н/мм² – условие выполняется.

12. Проверяем напряжения изгиба:

- эквивалентное число зубьев  колеса,

Y_F2=1,41 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10. в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса, 

 Н/мм² – условие выполняется.

 

 

 

Проверочный расчет 

 
 

 

5. РАСЧЁТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ. 
 

Расчёт  клиноременной передачи.(2, стр.85) 

1. Выбор сечения  ремня производим по номограмме в зависимости от мощности двигателя его частоты вращения.

Тип ремня: Б.

2. Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу двигателя (табл. 5.4).

d_1min=100 мм.

3. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше минимально допустимого.

Принимаем d₁=125 мм.

4. d₂= d₁*U_оп*(1-e) – диаметр ведомого шкива.

e=0,01 – коэффициент скольжения.

d₂=125*2,8*(1-0,01)=346,5 мм.

Округляем до ближайшего стандартного по табл. К40: d₂=355 мм.

5. Фактическое передаточное число: .

DU=½ U_ф- U_оп½/ U_оп*100 %£3 % - отклонение от заданного передаточного числа.

DU=½ 2,82-2,75½/ 2,75*100 %= 2,5% - выполняется.

6. а³0,55*(d₁+d₂)+h – ориентировочное межосевое расстояние.