Привод электрической лебёдки

–PAGE_BREAK–

4.      РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. (2, стр.74)
4.1  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.

aw= 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)*аw/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 Uфи проверяем его отклонение DUот заданного U: Uф=z2/z1=40/2,0=20,0

DU=½Uф— Uзп½/ Uзп*100%£4 % — отклонение от заданного передаточного числа.

DU=½20,0-20,0½/ 20*100% = 0 % — выполняется.

8)      Определяем фактическое значение межосевого расстояния: aw=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 dw1=m*(q+2*x)=5*(10+2*0)=50,0 мм,

диаметр вершин витков da1= d1+2*m=50,0+2*5=60,0 мм,

диаметр впадин витков df1= 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 b1округляем до ближайшего по табл. 13.15: b1=63 мм.
б) Основные размеры червячного колеса:

делительный диаметр d2=  dw2=m*z2=5*40=200 мм,

диаметр вершин зубьев dа2= d2+2*m*(1+x)=200+2*5*(1+0)=210,0 мм,

наибольший диаметр колеса dam2£da2+6*m/(z1+2)=210,0+6*5/(2+2)=217,5 мм,

диаметр впадин зубьев df2= d2-2*m*(1,2-x)=200-2*5*(1,2-0)=188,0 мм,

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

радиусы закруглений зубьев

 Ra=0,5*d1-m=0,5*50,0-5=20,0 мм,

 Rf=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/( da1-0,5*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,
Ft2= 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,

YF2=1,41 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10. в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса,
 Н/мм2 – условие выполняется.

Параметры червячной передачи

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aw
Модуль зацепления, m
коэффициент диаметра червяка, q
делительный угол подъема линии витков g
угол обхвата червяка венцом колеса, d
Число витков червяка, z1

Число зубьев колеса, z2

125
5,0
10,0
11,309°
38,76°
2
40

Ширина зубчатого венца колеса, b2
длина нарезаемой части червяка b1

Диаметры червяка:

делительный d1

начальный dw1

вершин витков da1

впадин витков df1

Диаметры колеса:

делительный d2

вершин зубьев dа2

впадин зубьев df2

наибольший dam2

39,3
63
50,0

50,0

60,0

38,0
200

267,5

188,0

217,5
    продолжение
–PAGE_BREAK–

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

коэффициент полезного действия, h

0,75…0,9

0,83

контактные напряжения, [s]Н

149,0

122,0

напряжения изгиба, [s]F

43,0

6,5
    продолжение
–PAGE_BREAK–

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).

d1min=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*Uоп*(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=½Uф— Uоп½/ Uоп*100 %£3 % — отклонение от заданного передаточного числа.

DU=½2,82-2,75½/ 2,75*100 %= 2,5% — выполняется.

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

h=10,5 мм – высота сечения клинового ремня (табл. К31).

а=0,55*(125+355)+10,5=324,5 мм.

7)      Расчётная длина ремня:

мм.

Округляем до ближайшего стандартного: l=1000 мм.

8)      Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

мм.

9)      Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива: a1=180°-57°*(d2-d1)/а.

a1=180°-57°*(355-125)/350=135°– допустимо.

10)  V=p*d1*n1/60000£[V] — скорость ремня.

[V]=25 м/с – допускаемая скорость ремня.

V=3,14*125*890/60000=7,5 м/с – условие выполняется.

11)  Определяем частоту пробегов ремня: U=V/l£[U].

[U]=30 с-1 – допускаемая частота пробегов.

U=7,5/1000=0,015 с-1 — условие выполняется.

12)  Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём: [P]n=[Pо]*Ср*Сa*Сl*Cz.

[Pо]=2,66 кВт – допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним ремнём, выбирается по табл. 5.5 в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива.

С – поправочные коэффициенты (табл. 5.2).

[P]n=0,95*1*0,83*1*2,66=2,1 кВт.

13)  z=Рном/[P]n– количество клиновых ремней.

z=0,25/2,1=0,12, примем 2 ремня.

14)  Сила предварительного натяжения: .

 Н,

15)  Ft=Рном*103/V=0,25*1000/7,5=33 Н – окружная сила.

16)  Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:

Н,

Н.

17)  Fоп=2*Fо*sin(a/2) – сила давления на вал.

Fоп=2*17*sin(135/2)=32 Н.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.
18)  Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви.

smax=s1+sи+sv£[s]p.

[s]p=10 Н/мм2 – допускаемое напряжение растяжения.

s1= Fо/А+ Ft/(2*A)=17/138+25,2/(2*138)=0,12 Н/мм2 – напряжение растяжения.

sи=Еи*h/d1=80*10,5/125=2,4 Н/мм2 – напряжение изгиба,

sv=r*V2*10-6=1250*4,72*10-6=1,5 Н/мм2 – напряжение от центробежных сил.

smax=0,12+2,4+1,5=4,02 Н/мм2 – условие выполнено.

Параметры клиноременной передачи

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня
Межосевое расстояние,

а

Сечение ремня
Количество ремней

z
Длина ремня l
Угол обхвата ведущего шкива

a1

клиновой
350
Б
2
1000
135

Число пробегов ремня

U, 1/с

Диаметр ведущего шкива

 d1

Диаметр ведомого шкива

 d2
Начальное натяжение ремня

F

Сила давления ремня на вал

Fоп

0,015
125
355
17
32
    продолжение
–PAGE_BREAK–

6        НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.
6.1  Определение сил в зацеплении закрытой передачи.(2, стр.100)

Силы в зацеплении

Значение силы

На червяке

На колесе

Окружная

Ft1= 2*Т1*103/d1 =2*7500/50,0

Ft1=300 Н

Ft2=2*Т2*103/d2=2*129000/200=1290 Н

Радиальная

Fr1= Fr2=469 Н

Fr2= Ft2*tg(a)=1290*tg(20°)=469 Н

Осевая

Fа1= Ft2=1290 Н

Fa2= Ft1=300 Н

6.2  Определение консольных сил. (2, стр.99)

Вид открытой передачи

Значение силы

Характер силы по направлению

На тихоходном валу редуктора

Муфта

Радиальная

Fм=125*ÖТ1=125*Ö129=1420 Н

7        ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.
7.1  Выбор материала валов. (2, стр.110)
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали.

Выбираем сталь 40Х. Механические характеристики стали определяем по
табл. 3.2.

sв=900 Н/мм2, sт=750 Н/мм2, s-1=410 Н/мм2.
7.2  Выбор допускаемых напряжений на кручение. (2, стр.110)
Проектный расчёт валов выполняется по напряжениям кручения. Для компенсации приближённости этого метода расчёта допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными.

[t]к1=10 Н/мм2, [t]к2=20 Н/мм2.
7.3  Определение геометрических параметров валов. (2, стр.111)
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей (табл. 7.1).

Ступень вала и её параметры

Быстроходный вал-червяк

Тихоходный вал

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту

мм

Округляем до d1= dдв=20 мм

l1=1,5*d1=1,5*20=30,0 мм

Принимаем l1=30 мм

мм

Округляем до d1=32 мм

l1=1,5*d1=1,5*32=48 мм

Округляем до l1=50 мм

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2= d1+2*t=20+2*2,0= 24 мм

Округляем до d2=25 мм

l2=2*d2=2*25=37,5 мм

Округляем до l2=40 мм

d2= d1+2*t=32+2*2,5=37 мм

Округляем до d2=40 мм

l2=1,25*d2=1,25*40=50 мм

Принимаем l2=50 мм

3-я под шестерню, колесо

d3= d2+3,2*r=24+3,2*2,0=30,4 мм

Округляем до d3=32 мм

l3 – конструктивно

d3= d2+3,2*r=40+3,5*2,2=47,7 мм

Округляем до d3=50 мм

l3 — конструктивно

4-я под подшипник

d4=d2=25 мм

l4=Т+с=17,5+2=19,5 мм

Округляем до l4=20 мм

d4=d2=40 мм

l4=Т+с=25+2=27 мм

Принимаем l4=27 мм

7.4  Предварительный выбор подшипников качения.(2, табл.К29).
1)      В соответствии с табл. К29 выбираем тип, серию, и схему установки подшипников.

Подшипники: радиальные однорядные, серия средняя для быстроходного вала, серия легкая для тихоходного выла, схема установки: враспор.

2)      Выбираем типоразмер подшипников:

Быстроходный вал: 7305,

Тихоходный вал:7208 .

3)      Основные параметры:

7305: d=25 мм, D=62 мм, Т=18,5 мм, Cr=29,6 кН, Cor=20,9 кН,

7208: d=40 мм, D=80 мм, Т=20,0 мм, Cr=42,4 кН, Cor=32,7 кН,

8        РАСЧЁТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА. (2, стр.133)
8.1  Определение реакций опор.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.

1)      Вертикальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

åМ3=0,

Ray*(a+b) – Ft1*b + Fa1*d1/2= 0,

Ray= (Ft1*b – Fa1*d1/2)/ (a+b) = (300*0,12 – 1290*0,050/2)/0,24 = 16 Н

åМ1=0,

-Rвy*(a+b) + Ft1*a + Fa1*d1/2 = 0,

Rвy= (Ft1* a + Fa1*d1/2) / (a+b) = (300*0,12 + 1290*0,050/2)/0,24 = 284 Н
Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях.

Му1= Мy4 =0 Н*м, Мy2= Ray*a= 16*0,12= 2 Н*м,

Мy2= Ray*a + Fa1*d1/2= 16*0,12 + 1290*0,050/2= 34 Н*м.
2)      Горизонтальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

åМ3=0,

Rax*(a+b) + Fr1*b + Fоп*с = 0,

Raх= (- Fr1*b– Fоп*с) /(a+b) = (-469*0,12 — 32*0,06)/0,24 = -243 Н

åМ1=0,

-Rвx*(a+b) – Fr1*a + Fоп*(a+b+c) = 0,

Rвх= (- Fr1*a + Fоп*(a+b+c))/ (a+b) = (- 469*0,12 + 32*(0,12+0,12+0,06)/0,24 = -194 Н
Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях.

Мx1=0 Н*м, Мx4=0 Н*м, Мx2= Rax* a= — 243*0,12= -29 Н*м,

Мx3= — Fоп*с= — 32* 0,06= -2 Н*м,

3)      Строим эпюру крутящих моментов.

Мкр= Fr1*d1/2= 469*0,050/2= 12 Н*м,

4)      Определяем суммарные радиальные реакции.

 Н.

 Н.

5)      Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.

     Н*м,

 Н*м.

ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.

1)      Вертикальная плоскость.
А) Определяем опорные реакции.

åМ4=0,

Ray*(b+c) – Fa2*d2/2 – Fr2*c = 0,

Ray = (Fa2*d2/2 + Fr2 *c)/ (b+c) = (300*0,200/2 + 469*0,10)/0,16 = 481 Н

åМ2=0,

– Fа2*d2/2 + Fr2*b – Rby*(b+c) = 0,

Rby= (— Fa2*d2/2 +Fr2*b)/ (b+c) =(–300*0,200/2 + 469*0,06)/0,16 = — 12 Н
Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях.

Му1= 0 Н*м,

Мy2= 0Н*м,

Мy3= Rby*c= -12*0,1= — 1,2 Н*м,

Мy3= Rby*c— Fa2*d2/2 = — 12*0,1 – 300*0,200/2 = — 31,2 Н*м,

Му4= 0 Н*м,
2)      Горизонтальная плоскость.

А) Определяем опорные реакции.

åМ4=0,

Rax*(b+c) + Fм*(a+b+c) – Ft2*c = 0,

Raх= (- Fм*(a+b+c) +Ft2*c) /(b+c) = (-1420*(0,08+0,06+0,10)+1290*0,10)/0,16 = -1325 Н

åМ2=0,

-Rвx*(b+c)+Ft2*b+Fм*a = 0,

Rвх= (Ft2*b + Fм*a)/ (b+c) = (1290*0,06 + 1420*0,08)/0,16 = 1195 Н
Б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях.

Мx1=0 Н*м, Мx4=0 Н*м,

Мx2= Fм*a= 1420*0,08 = 114 Н*м,

Мx3= Rbx* c= 1195*0,1 = 120 Н*м,
3)      Строим эпюру крутящих моментов.

Мкр. = Ft2*d2/2 = 1290*0,200/2 = 129 Н*м,
4)      Определяем суммарные радиальные реакции.

 Н.

 Н.

5)      Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.

    М1=22,6 Н*м,

 Н*м,

Н*м,

9.   ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ. (1, стр. 102).

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой: Crp£Cr.

ПОДШИПНИК 7305 ГОСТ 27365-87.

m=3,33 – показатель степени для роликовых подшипников,

n=324 об/мин – число оборотов быстроходного вала,

Fa=1290 H-осевая сила в зацеплении,

R1=244 H, R2=344 H

е=0,36   ,X=0,38

Кб=1 – коэффициент безопасности,

Кт=1 – температурный коэффициент,

V=1 – коэффициент вращения.

Rs1=0,83*e* Rr1=0,83*0,36*244 = 73 H

Rs2=0,83*e* Rr2=0,83*0,36*344 = 103 H

Rs1= Ra1= 73 H

Ra2= Ra1+Fa= 73 + 1290 = 1363 H

Ra1/(V*Rr1)=73/(1*244)=0,3

Ra2/(V*Rr2)=1363/(1*344)=3,2, Y=1,66.

Ra1/(V*Rr1)

RЕ1=V*Rr1*Кб*Кт=1*244*1*1=244 Н.

Ra1/(V*Rr1)>e:

RЕ2=(X*V*Rr2+Y* Ra2 )Кб*Кт=(0,38*1*344+1,66*1363)*1*1= 2394 Н.
 Н
Подшипник пригоден.
 ПОДШИПНИК 7208 ГОСТ 27365-87.

m=3,33 – показатель степени для роликовых подшипников,

n=16,2 об/мин – число оборотов тихоходного вала,

Fa=300 H-осевая сила в зацеплении,

R1=1409 H, R2= 1196 H

е=0,38   ,X=0,40

Кб=1 – коэффициент безопасности,

Кт=1 – температурный коэффициент,

V=1 – коэффициент вращения.

Rs1=0,83*e* Rr1=0,83*0,38*1409=445 H

Rs2=0,83*e* Rr2=0,83*0,38*1196=377 H

Rs1= Ra1=445 H

Ra2= Ra1+Fa=445+300=745 H

Ra1/(V*Rr1)=445/(1*1409)=0,28

Ra2/(V*Rr2)=745/(1*1196)=0,68, Y=1,56.

Ra/(V*Rr)

RЕ1=V*Rr1*Кб*Кт=1*1409*1*1=1409 Н.

RЕ2=(X*V*Rr2+Y* Ra2 )Кб*Кт=(0,40*1*1196+1,56*745)*1*1=1637 Н.
 Н

Подшипник пригоден.

ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ.
8.2  Проверочный расчёт шпонок. (2, стр.265)
Призматические шпонки проверяют на смятие.

Условие прочности: .

Ft=300 Н – окружная сила на шестерне.

А=(0,94*h-t1)*(l-b) – площадь смятия.

[s]см=110 Н/мм2 – допускаемое напряжение на смятие.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.

1)      Шпонка под шкив. 8х7х35 ГОСТ 23360-78.

А=(0,94*7-5)*(35-8)= 50,8 мм2,

sсм=300/50,8 = 5,9 Н/мм2 – условие выполняется.
ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.

Ft=1290 Н – окружная сила на колесе.

1)      Шпонка под колесо. 18х11х80 ГОСТ 23360-78.

А=(0,94*11-10)*(80-18)= 58,3 мм2,

sсм= 1290/58,3 = 22,2 Н/мм2 – условие выполняется.

2)      Шпонка под полумуфту. 14х10х60 ГОСТ 23360-78.

А=(0,94*10-8)*(60-14) =88,5 мм2,

sсм= 1290/88,5 = 14,7 Н/мм2 – условие выполняется.
8.3  Проверочный расчёт валов. (2, стр.267)
Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие кручения и изгиба: S³[S]

[S]=2 – допускаемый коэффициент запаса.
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ.
1)      Опасное сечение: d2 .

    продолжение
–PAGE_BREAK–