Привод лебёдки для подтягивания груза

 Должно соблюдаться   соотношение:    

            

   

2.1.3 Выбор расчетных коэффициентов.

1)Выбор коэффициента нагрузки

K_H = 1,3...1,5; K_H = 1,3;

2) Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса

y_а=0,315;

2.1.4 Проектный расчет передачи.

1). Определение межосевого расстояния

Здесь T₁ - момент на валу шестерни в Нм.

Числовой коэффициент: Ka= 410

Выбираем а_W  = 125 мм, в соответствии со стандартом.

 2). Выбор нормального модуля

т_ст=2        

3). Числа зубьев

b=8...22⁰ - угол наклона зубьев;

b=16⁰,     ,

 4).Уточняем угол наклона зубьев

b=16⁰26’;

5). Делительные диаметры

;

;

Выполним проверку

 ;

6). Диаметры выступов

    ;

7). Диаметры впадин

;

8). Расчетная ширина колеса

                 ;

Достаточность осевого перекрытия

 

9). Торцовая степень перекрытия

 

10). Окружная скорость

                                             

Степень точности 8.

2.1.5 Проверочные расчеты.

1). Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

  .               

  .                 

           K_HV и K_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.  Они выбираются из таблицы.

           K_HV=1,06; K_FV=1,11.

K_Hb и K_Fb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).  Их значения выбираются из   таблицы интерполяцией.

K_Hb=1,22; K_Fb=1.

K_Ha и K_Fa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбираются из таблицы  интерполяцией.

         K_Ha=1,07; K_Fa=1,07.

;  .

2). Проверка по контактным напряжениям

;

Z_E - коэффициент материала. Для стали Z_E = 190;

 

  - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий;

Z_H=2,4 - коэффициент формы сопряжённых поверхностей;

 

F_t - окружное усилие

;

- недогруз.

3). Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

;

Y_R=1 - коэффициент шероховатости переходной кривой.

Y_X=1,03-0,06m=1,03-0,06·2 =0,91 - масштабный фактор.

Y_d=1,082-0,172lgm=1.082-0.172lg2=1,03 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения.

Y_N - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.                 

 

N_FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев:

N_FG = 4×10⁶

N_FE1 - эквивалентное число циклов шестерни:

N_FE1 = 60×n₁×t×e_F.                   

N_FE1 = 60×1435×14716,8×0,5=633558240;

Эквивалентное число циклов колеса

  ;

 

               

Коэффициент запаса прочности:

S_F = 1,7;

Предел выносливости зуба

s_Flim1 =600 Мпа;

s_Flim2 = 1,75·200=350 Мпа;

Мпа;

Мпа;

Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

  ;

Y_FS - коэффициент формы зуба

                  

X =0- коэффициент сдвига инструмента

Z_V - эквивалентное число зубьев

        Y_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении. Для косозубых  .            

Y_b - коэффициент угла наклона зуба

  Действительный запас усталостной изгибной прочности  .             

;   

.

 Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

4).Проверка на контактную статическую прочность:

;

T·1,3=T_пик - пиковая нагрузка;

Мпа;

Мпа;

5). Проверка изгибной статической прочности:

;

;

Проверка  по этим допускаемым напряжениям  предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2.Расчёт цилиндрической прямозубой  передачи

2.2.1 Выбор материала

Для шестерни – сталь 40ХН, 350HB , ;

Для колеса - сталь 40ХН, 335HB, ;

-предел текучести

2.2.2 Допускаемые усталостные контактные напряжения

Расчет по этим допускаемым напряжениям  предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

где S_H = 1,2- коэффициент запаса прочности;

Z_R=1 - коэффициент,  учитывающий шероховатость поверхности;

Z_V = 1 - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_N - коэффициент долговечности

, m=6;

N_GН - базовое число циклов

N_GH1 = (HB)³=350³=42875000<12·10⁷;

N_GH2 = (HB)³=335³=37595375<12·10⁷;

N_HE - эквивалентное число циклов

e_H - коэффициент эквивалентности

;

Время работы передачи

t = t_г (лет)×365(дней)×24(часа)×Кг×Кс=4×365×24×0,7×0,6=14716,8 час.   

Далее все параметры, относящиеся  к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

Эквивалентное число циклов шестерни:

N_HE1 = 60×n₁×t×e_H = 60×205×14716,8 ×0,504=91232387

Эквивалентное число циклов колеса:

, т.к. ;

, т.к. ;

s_Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG. Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух.

Мпа,

Мпа,

Допускаемые усталостные  контактные напряжения:

 Мпа.

 Мпа.

 Мпа.

 2.2.3 Выбор расчетных коэффициентов.

1)Выбор коэффициента нагрузки

K_H = 1,3...1,5; K_H = 1,3;

2) Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса

y_а=0,315;

2.2.4 Проектный расчет передачи.

1). Определение межосевого расстояния

Здесь T₁ - момент на валу шестерни в Нм.

Числовой коэффициент: Ka= 450

Выбираем а_W  = 125 мм, в соответствии со стандартом.

 2). Выбор нормального модуля

т_ст=1,25        

3). Числа зубьев

b=8...22⁰ - угол наклона зубьев;

b=0⁰,     ,

 4). Делительные диаметры

;

;

Выполним проверку

 ;

5). Диаметры выступов

    ;

6). Диаметры впадин

;

7). Расчетная ширина колеса

                 ;

Берём ширину b_w=40 мм

8). Торцовая степень перекрытия

 

9). Окружная скорость

                                             

Степень точности 8.

2.2.5 Проверочные расчеты.

1). Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

          .               

           .                 

           K_HV и K_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.  Они выбираются из таблицы.

           K_HV=1,02; K_FV=1,04.

K_Hb и K_Fb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).  Их значения выбираются из   таблицы интерполяцией.

K_Hb=1,0; K_Fb=1.

K_Ha и K_Fa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбираются из таблицы  интерполяцией.

         K_Ha=1; K_Fa=1.

;  .

2). Проверка по контактным напряжениям

;

Z_E - коэффициент материала. Для стали  Z_E = 190;

 

  - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий;

Z_H=2,5- коэффициент формы сопряжённых поверхностей;

 

F_t - окружное усилие

;

- недогруз.

3). Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

;

Y_R=1 - коэффициент шероховатости переходной кривой.

Y_X=1,03-0,006m=1,03-0,006·1,25=1,02≈1 - масштабный фактор.

Y_d=1,082-0,172lgm=1,082-0,172lg1,25=0,87 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения.

Y_N - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.                 

 

N_FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев:

N_FG = 4×10⁶

N_FE1 - эквивалентное число циклов шестерни:

N_FE1 = 60×n₁×t×e_F.                   

N_FE1 = 60×205×14716,8×0,5=90508320;

Эквивалентное число циклов колеса

  ;

 

               

Коэффициент запаса прочности:

S_F = 1,7;

Предел выносливости зуба

s_Flim1 =1,75·350=612,5 Мпа;

s_Flim2 = 1,75·335=586,25 Мпа;

Мпа;

Мпа;

Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

  ;

Y_FS - коэффициент формы зуба

                

X =0- коэффициент сдвига инструмента

Z_V - эквивалентное число зубьев

;

;

        Y_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении. Для косозубых  .            

Y_b - коэффициент угла наклона зуба

 

Действительный запас  усталостной изгибной прочности  .             

;

.

 Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

 

4).Проверка на контактную статическую прочность:

;

T·1,3=T_пик - пиковая нагрузка;

Мпа;

Мпа;

5). Проверка изгибной статической прочности:

;

;