3.Расчет параметров зубчатой муфты.

– момент на ведомом валу,

– мощность на ведомом валу,

Для соединения выходного вала редуктора и барабана лебедки выбираем зубчатую муфту, служащую для соединения соосных валов и для передачи крутящего момента. Одну из полумуфт выполним заодно с ведомым валом редуктора.

Выбираем муфту по ГОСТ 5006-55 со следующими параметрами:

Число зубьев муфты ,

Максимальный передаваемый момент М_max=1400 Нм,

Делительный диаметр d=95,

Модуль m=2,5.

Ширина зубчатого венца b=15 мм

Наибольшая частота вращения n=5000 об/мин.

4.Расчет зубчатых передач.

4.1. Выбор материала для колеса червячного и червяка.

Материал червячного колеса – бронза БрАЖ9-4 литье в песок;

предел прочности .

Материал червяка – сталь 40ХН закаленная до HRC45-50.

4.2. Определение допускаемых контактных напряжений.

Эквивалентное число циклов напряжений в зубьях, соответствующее рабочему числу циклов передачи при переменной нагрузки:

.

Продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы, ч; при работе передачи с переменными нагрузками:

.

Из графика нагрузки:

,

,

,

,

тогда

Коэффициент режима и длительности работы передачи:

,

принимаем K_HL = 0,67,

тогда допускаемое напряжение контакта

Назначим червяк Z₁=2.

Коэффициент диаметра примем равным q =10,

делительный угол подъема линии витка червяка  = 1402’.

Принимаем значение K_H =1,2.

4.3.Расчет быстроходной ступени.

Находим межосевое расстояние:

Находим модуль :

,

примем модуль m = 6 (мм).

Уточним межосевое расстояние:

.

Тогда контактные напряжения равны:

Основные параметры передачи:

Делительный диаметр червяка .

Диаметр вершин витков червяка .

Диаметр впадин витков червяка .

Длина нарезанной части червяка ,

для шлифованных червяков длину нарезанной части следует увеличить на 25, поэтому примем b₁ = 100 (мм).

Делительный диаметр червячного колеса .

Диаметр вершин зубьев колеса .

Диаметр впадин зубьев колеса .

Наибольший диаметр червячного колеса .

Ширина венца колеса .

Условный угол обхвата :

Расчет на выносливость по напряжениям изгиба:

.

Напряжения от изгиба (для колеса) ,

.

Коэффициент долговечности:

,

принимаем ,

,

.

Окружное усилие на колесе червячном

Эквивалентное число зубьев

Для Y_F = 2,25 по таблице 4.5 [1, c 63]

 - коэффициент, учитывающий износ зубьев закрытых передач  = 1.

Расчет напряжения от изгиба

Напряжение на изгиб при пуске двигателя

4.4.Расчет тихоходной ступени

Подбор материала колес.

Выбираем материал – 40ХН, обработка – поверхностная закалка.

Твердость для шестерни: HRC₁=50

Твердость для колеса: HRC₂=57

Допускаемые контактные напряжения при проектном расчете:

;

• принимаем предел контактной выносливости при базовом числе циклов по таб. 3.2 [1, стр. 27]

,

• коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора

Продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы, ч; при работе передачи с переменными нагрузками:

Из графика нагрузки:

Эквивалентное число циклов напряжений в зубе, соответствующее рабочему числу циклов передачи при переменной нагрузке.

Для данной стали базовое число циклов нагружения

Т.к. N_HE>N_HO то K_HL=1

Коэффициент запаса прочности n_H=1,12, тогда допускаемые контактные напряжения при проектном расчете

принимаем _H=900(Н/мм²)

Принимаем значения коэффициента нагрузки для случая не симметрично расположенных колес таблице 3.1 [1,c 26]

K_H=1,25

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию [1,c 27]

_ba=0,25

Рассчитываем межосевое расстояние из условия прочности

Округляем его до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 из стандартного ряда принимаем a_wT=200(мм).

Выбираем модуль из полученного интервала

Принимаем модуль m_t=4

Рассчитаем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Тогда число зубьев шестерни

Принимаем Z₃=16

Определим число зубьев колеса

Проверка межосевого расстояния

Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры

шестерни

колеса

Диаметры вершин зубьев

шестерни

колеса

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определим коэффициент ширины по диаметру

Окружная скорость колес тихоходной ступени

Проверим контактные напряжения по таблице 3.4 [1,c32] при скорости V=0,117(м/с) и твердости HB>350

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца K_H=1,21.

Коэффициент учитывающий влияние динамической нагрузки, возникающей в зацеплении K_H=1,1.

Значение коэффициента K_H для прямозубых колес K_H=1.

Рассчитаем коэффициент нагрузки

Уточним передаточное отношение тихоходной ступени

Проверка контактных напряжений

Проверка на перегрузку

т.к. НВ>350 то предельное напряжение находим по формуле:[1,с41]

Силы действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная

радиальная

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба.

.

Коэффициент нагрузки ,

где:

при принимаем таб. 3.7[1, стр.. 35].

при скорости выбираем таб. 3.8 [1, стр.. 36],

тогда

для шестерни при - ,

для колеса при - .

Допускаемое напряжение ;

где

для шестерни ,

для колеса .

Коэффициент запаса прочности ,

где

,

тогда .

Допускаемые напряжения и отношения :

• для шестерни , ;

• для колеса , .

Найденное отношение меньше для шестерни. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев шестерни.

Проверяем зуб шестерни:

.

Проверяем зубья на перегрузку:

напряжения изгиба при пуске двигателя

Так как НВ>350 по таб. 3.2 [3, стр.. 50] находим _в:

Перегрузка