Расчет привода электрической лебедки

где:   N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок        

службы:

N = 573 · ω₂ · L_h,

где:    L_h = 4 года – срок службы привода; 

N = 573 · 4 · 4 = 9168,

,

 МПа.

   Значения допустимых контактных напряжений уменьшаем на 15% в связи с расположением червяка снаружи от масляной ванны.

Принимаем [1]:

, МПа;

 МПа.

Передача  работает в реверсивном режиме, вычисленное  значение допустимого напряжения на изгиб уменьшаем на 25%:

, МПа;

 МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.3 Проектный расчет червячной передачи

Выбираем  число витков червяка:

Число витков червяка z₁ зависит от передаточного числа редуктора u_чр =14 ≤ uчр ≤ 30 принимаем z₁ = 2.

Определяем  число зубьев червячного колеса [1]:

z₂ = z₁ · u_чр,

z₂ = 2 · 16 = 32.

Определяем фактическое передаточное число:

    ;

 ≤ 4%;

=0% < 4%.

Предварительно  выбираем коэффициент диаметра червяка из условия [1]:

q` = (0,22…0,4) · z₂,

q` = 0,3 · 32 = 9,6.

Полученное  значение q округляем до стандартного из ряда чисел [9]:

Принимаем q = 10.

 Определяем сводный модуль упругости материалов червяка и колеса [1]:

,

где:    Е₁, Е₂ –модуль упругости вала и колеса соответственно;

Е₁ = 2,1·10⁵ МПа – для стали;

Е₂ = 0,9·10⁵ МПа – для чугуна;

МПа.

Определяем межосевое расстояние [1]:

, мм

где:    Т₂ – крутящий момент на тихоходом валу редуктора, Т₂ =745,79 Нм;

         [σ]_Н – допустимые контактные напряжения материала червячного колеса,

         МПа.

 мм.

Принимаем a_w, округляя в большую сторону по таблице 3.1 [9]:                  

a_w = 200 мм.

 

 

  Предварительно определяем модуль зацепления [1]:

,     

.

Полученное  значение округляем до стандартного значения [9]:

Принимаем m = 10.

Определяем  коэффициент смещения инструмента [1].:

;

.

По  условию неподрезания и незаострения зубьев колеса условие

-1 ≤ x ≤ +1 выполняется.

 Определяем фактическое значение межосевого расстояния [1]:

a_w = 0,5 · m · (q + z₂ + 2 · x), мм.

       Величину коэффициента смещения инструмента подставляют с учетом знака:

а_w = 0,5 · 10 · (10 + 32 + 2 · (-1)) = 200 мм.

Определяем  основные геометрические параметры передачи:

При корректировке исполнительные размеры  червяка не изменяются; у червячного колеса делительный d₂ и начальный d_ω2 диаметры совпадают, но меняются диаметры вершин d_a2 и впадин d_f2.

Основные размеры червяка [1]:

– делительный диаметр:                d₁ = q · m, мм;

d₁ = 10 · 10 = 100 мм;

– начальный диаметр:             d_ω1 = m · (q + 2 ·x), мм;

d_ω1 = 10 · (10 + 2 · (-1)) = 80 мм;

– диаметр вершин витков червяка:       d_a1 = d₁ + 2 · m, мм;

d_a1 = 100 + 2 · 10 = 120 мм;

– диаметр впадин витков червяка:     d_f1 = d₁ – 2,4 · m, мм;

d_f1 = 100 – 2,4 · 10 = 76 мм;

• делительный угол подъема витков :

                                                   ;

= 12˚

• длина нарезаемой части червяка [9]:

b₁ ≥ (11 +0,06 · z₂) · m, мм;

b₁ ≥ (11 + 0,06 · 32) · 10 мм, b₁ ≥ 129,2 мм.

Размер b₁ округляем до стандартного значения в большую сторону [9]:

Принимаем b₁ = 150 мм.

 

Основные  размеры венца червячного колеса:

– делительный диаметр:                d₂ = d_ω2 = m · z₂, мм;

d₂ = 10 · 32 = 320 мм;

– диаметр вершин зубьев:       d_a2 = d₂ + 2 · m · (1 + x), мм;

d_a2 = 320 + 2 · 10 · (1 - 1) = 320 мм;

– диаметр впадин зубьев:        d_f2 = d₂ – 2 · m · (1,2 – x), мм;

d_f2 = 320 – 2 · 10 · (1,2+1) = 276 мм;

– радиусы закруглений зубьев: R_a = 0,5 · d₁ – m;

                                            R_f = 0,5 ·d₁ + 1,2 · m;

              R_a = 0,5 · 100 – 10 = 40 мм;

                  R_f = 0,5 · 100 + 1,2 ·10 = 62 мм;

• условный угол обхвата червяка венцом колеса:

                                                   ,

         где:   b₂ – ширина венца колеса [9];

b₂ ≤ 0,75 · d_a1, мм;

b₂ ≤ 0,75 · 120, мм;  

b₂ ≤ 90 мм.

Принимаем, округляя до стандартного значения b₂ = 80 мм [9].

; 

  δ = 43˚.

– наибольший диаметр:             d_aM2 ≤ d_a2 +1,5 · m, мм;

d_aM2 ≤ 320 +1,5 · 10 = 335 мм;

Принимаем d_аМ2 = 330 мм.

Основные  размеры обода и ступицы червячного колеса:

Толщина диска:

С = (0,2…0,4) · b, мм;

  С = 0,4 · 80 = 32 мм.

Толщина венца:

δ = (1,5…2,0) · m ≥ 10, мм;

   δ = 1,5 · 10 = 15 мм.

Диаметр ступицы:

d_ст = (1,6…1,8) · d_3т, мм;

    d_ст = 1,6 ·71 = 113,6 мм;

 

Принимаем d_ст = 115 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1,2…1,8) · d_3т, мм    l_ст = 1,4 ·71 = 99,4 мм;

Принимаем l_ст = 100 мм.

 

 

 

2.4 Проверочный расчет червячной передачи

Определяем коэффициент  полезного действия червячной передачи [3]:

,

где:    γ – делительный угол подъема линии витков червяка;

         φ – угол трения.

Определяем  фактическую скорость скольжения [3]:

, м/с,

где:    u_ф – фактическое передаточное число;

         d₁ – делительный диаметр червяка, мм;

         ω₂ – угловая скорость на валу червячного колеса, с^-1.

м/с.

         Принимаем φ = 2˚ [9].

.

Уточняем  допустимое контактное напряжение зубьев колеса [σ] Н для фактической скорости скольжения в соответствии зависимости выбранной:

, МПа – для второй группы материалов;

 МПа.

Значения  допустимых контактных напряжений уменьшаем  на 15% в связи с расположением  червяка снаружи от масляной ванны.

Принимаем [1]:

, МПа;

 МПа.

  Определяем контактные напряжения зубьев колеса [1]:

, МПа,

где: ε_α – коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса [1]:

;

,

где:

         δ – угол обхвата червяка, град;

        α = 20˚;

         ξ - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии,

         ξ ≈ 0,75

 

 

 

 

         Коэффициенты расчетной нагрузки [1]:

К_н = К_F = K_v · K_β,

        где:    K_v – коэффициент динамической нагрузки;

K_v ≈ 1 при υ_s < 4 м/с;

                  K_β – коэффициент концентрации нагрузки;

K_β = 1,2 при переменной нагрузке;

К_н = К_F = 1 · 1,2 = 1,2.

<[σ]_H.

Проверяем недогрузки или перегрузки передачи:

;

.

Определяем  напряжение изгиба зубьев колеса [3]:

;

где:    m_n = m · сos γ = 10 · сos 12˚ = 9,7;

Y_F2 – коэффициент формы зубца колеса. Выбираем по таблице 4.2 [9] в зависимости от эквивалентного количества зубьев колеса, Y_F2 = 1,64.

Эквивалентное количество зубьев колеса [3]:

;

.

< [σ]_F.

Зубцы колеса удовлетворяют условие контактной прочности и прочности на изгиб.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Эскизное проектирование

3.1 Проектный расчет валов

        Назначаем материал для изготовления валов:

С целью уменьшения номенклатуры использование  материалов рекомендуется принять  для изготовления ведомого вала марку  материала, выбранную для вала - червяка.

Выбираем  для ведомого вала Сталь 40ХН [9] с термообработкой - улучшение с последующей шлифовкой. Твердость поверхности 269 ... 302 HВ.

Механические  характеристики выбранного материала:

σ_в - предел прочности, σ_в = 920 МПа;

σ_т – предел текучести; σ_т = 750 МПа;

σ_-1 – предел пропорциональности, σ_-1 = 420 МПа.

Определяем  диаметр выходных концов быстроходного и тихоходного валов [3]:

, мм,

, мм,

где:    d_1Б – диаметр выходного конца быстроходного вала;

  d_1Т – диаметр выходного конца тихоходного вала;

[τ_К] – значения допустимых напряжений вала на кручение для быстроходного вала, [τ_К] = 10 МПа;

[τ_К] = 20 МПа – значения допустимых напряжений вала на кручение для тихоходного вала, [τ_К] = 20 МПа;

Т₁ – крутящий момент на ведущем валу редуктора, Т₁=58,85Нм;

Т₂ – крутящий момент на ведомом валу редуктора, Т₂=745,79Нм;

 мм; 

 мм.

Вычисленные значения d_1Т и d_1Б округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения соответственно таблице 5.1 [9]:

Принимаем:          d_1Б = 32 мм, d_1Т = 63 мм.

Определяем  длину выходных концов быстроходного  и тихоходного валов [3]:

l_1Б = 1,5 · d_1Б, мм;

l_1Т = 1,5 · d_1Т, мм;

l_1Б = 1,5 · 32 = 48 мм;

l_1Т = 1,5 · 63 = 94,5 мм

        Вычисленные значения принимаем согласно таблице 5.1 [9]:

l_1Б = 58 мм;

l_1Т = 88 мм.

Находим диаметры ступени вала под подшипники [3]:

d_2Б = d_1Б + 2t_Б, мм,

    d_2Т = d_1Т + 2t_Т, мм,

где:    t – высота буртика [9], в зависимости от диаметра ступени d₁ принимаем: t_Б= 2,5 мм, t_Т = 3 мм.

d_2Б = 32 + 2 · 2,5 = 37 мм;  

d_2Т = 63 + 2 · 3 = 69 мм.

Вычисленные величины округляем до числа, краткого 5. Принимаем:

d_2Б = 40 мм, d_2Т = 65 мм.

В зависимости от диаметра ступени  принимаем ориентировочные величины фаски ступицы f_Б = 1,2 мм, f_Т = 2 мм и координаты фаски подшипника r_Б = 2,5    r_Т = 3.

Находим длину второй ступени быстроходного  и тихоходного валов [3]:

l_2Б = 1,5 · d_2Б, мм;   

l_2Т = 1,25 · d_2Т, мм;

l_2Б = 1,5 · 40 = 60 мм;   

 l_2Т = 1,25 · 65 = 81,25 мм.

Согласно таблице 3.1 [9] принимаем l_2Б = 60 мм, l_2Т = 80 мм.

 Находим размеры следующих ступеней валов [3]:

Ступень быстроходного вала под червяк:

d_3Б = d_2Б + 3,2 · r, мм;

    d_3Б = 40 + 3,2 · 2,5 = 48 мм.

Ступень тихоходного вала под колесо:

d_3Т = d_2Т + 3,2 · r, мм;

    d_3Т = 64 + 3,2 · 3 = 73,6 мм.

Согласно таблице 3.1 [9] принимаем d_3Б = 48 мм, d_3Т = 75 мм.

Находим длину ступени под колесо и червяк. Длину ступени определяем по эскизной компоновке.

3.2 Эскизная компоновка редуктора. Выбор типа и схемы установки подшипников