Подбор электродвигателя, Проектирование конической зубчатой передачи - Методика конструирования узлов и деталей винтового подъемника

Определение крутящего момента на винте

Крутящий момент на винте Мкр определим по формуле, [2с.507];

; (3.1)

= 0,75 1кНм.

Требуемая мощность на выходе

Требуемая мощность на выходе Рвых определяется по формуле [3; c.6):

Рвых = Твых3,

Где Твых = Мкр;

3 = - частота вращения.

3 = = 1,69 с - 1.

Рвых 11,69 = б1,69 кВт.

Ввиду маленькой требуемой мощности, подбор двигателя осуществляется по передаточному числу [3;c.11].

Определение передаточного числа

Цепочка передачи мощности:

ДВ Мф IIВ(ППН) КЗП IIIв(ППК) РО

Рекомендуемое передаточное число для конических зубчатых передач:

U = 1...4[3;c9] таблица 1.1.

U = (3.2)

В соответствии с единым рядом передаточных чисел принимаем для конической передачи u = 4 , смотрим [3;c.13].

Nдв = un = 416 = 64 об/мин.

Принимаем в качестве двигателя двухщеточный двухполюсный электродвигатель постоянного тока МЭ - 241.

Проектирование конической зубчатой передачи

Выбор материала зубчатых колес и режима термической обработки

Выбираем для колеса и шестерни марку стали 40Х [3; c.25].

Термообработка - улучшение до твердости:

Для колеса НВ235...262;

Для шестерни НВ269...302.

Расчет допустимых напряжений для материала шестерни и колеса

Мощность на ведущем валу Р1 определяется по формуле:

Р1 = Рдв мф ппк; (4.1)

Р1 = 0,25 0,98 0,99 = 0,024 кВт.

Мощность на ведомом валу Р2 определяется по формуле:

Р2 = Р1 кзп (4.2)

Р2 = 0,024 0,96 = 0,023 кВт.

Угловая скорость ведомого вала 2 определяется по формуле:

2 = = = 1,67 с - 1.

Крутящий момент на ведущем валу определяется по формуле:

T1 = ; (4.3)

T1 = = 8 Нм.

Крутящий момент на ведомом валу определяется по формуле:

T2 = ; (4.4)

T2 = = 29,92 Нм.

Режим работы - передача реверсивная, нагрузка постоянная. Продолжительность включения - 8 часов 300 дней в году (эти данные принимаем самостоятельно).

Расчет допускаемых напряжений

Расчет допускаемых контактных напряжений

Для шестерни:

[]Н1 = []НО1 КHL1 (4.5)

Для колеса:

[]Н2 = []НО2 КHL2 (4.6)

Т. к. материал для шестерни и колеса одинаковый (сталь 40Н), то предельные значения допускаемых контактных напряжений одинаковы.

[]НО1, []НО2 (по таблице 2.2 [3;c.31] составляют []НО = 1,8 НВ + 67. В качестве НВ принимаем НВср для шестерни (из диапазона 269-302) НВср=285,5 МПа.

[]НО1 = 1,8258,5 + 67 = 581 МПа.

Для колеса (из диапазона 235 - 262)НВср = 248,5 МПа.

[]НО2 = 1,8258,5 + 67 = 581 МПа.

Коэффициенты долговечности по контактным напряжениям для шестерни и колеса соответственно:

КHL1 = ; (4.7)

КHL2 = ; (4.8).

Базовое число циклов перемены напряжений рисунок 2.3 в [3;c.32]:

Для шестерни NHO1 = 16106 циклов;

Для колеса NHO2 = 12,5106 циклов.

Число циклов нагружения контактными нагрузками:

- для шестерни NH1 = Lhh160Kрев;

Для колеса NH2 = Lhh260Kрев.

Моторесурс для шестерни и колеса:

Lh = Lгод 365 Кгод 24 Ксут ПВ,

Где Lгод = 5 - количество лет работы привода;

Кгод= (количество рабочих дней - коэффициент годового использования)/365;

Кгод = = 0,822.

Ксут= (число работыв сутки - коэффициент суточного использования)/24;

Ксут = = 0,667.

ПВ= (Число минут работы в час - коэффициент продолжительности в течении часа)/60;

ПВ = = 0,833.

Lh = 53650,822240,6770,833 = 2004 час.

Для реверсивного режима работы (стол должен иметь возможность как подъема, так и опускания) Крев = 0,5 - коэффициент реверсивности [3;c.33].

NH1 = 200464601,5 = 23,44106 циклов;

NH2 = 200416601,5 = 9,6106 циклов;

КHL1 = = 1;

КHL2 = = 1,045.

Тогда до пускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса соответственно:

[]Н1 = 5811 = 581 МПа;

[]Н2 = 5141,04 = 537 МПа.

Расчет допускаемых напряжений изгиба

Предельные значения допускаемых напряжений на изгиб найдем по формулам:

- для шестерни:

[]F1 = []НО1 КFL1 КFC;

- для колеса:

[]F2 = []НО2 КFL2 КFC,

Где КFL1, КFL2 - коэффициенты долговечности по изгибным напряжениям.

[]F01 = 1,03НВср = 1,03285,5 = 294 МПа;

[]F02 = 1,03НВср = 1,03248,5 = 256 МПа.

Коэффициент долговечности определим по формуле:

КFL1 = , (4.6)

Где NF0 = 4106 циклов - базовое число циклов при достаточно - изгибном загружении.

Количество циклов нагружения изгибными нагрузками шестерни и колеса соответственно:

NF1 = NH1 =13,44106 циклов;

NF2 = NH2 =3,6106 циклов.

КFL1 = = 0,886;

КFL2 = = 0,915.

С учетом коэффициента реверсивности КFC = 0,8;

[]F1 = 29410,8 = 235 МПа;

[]F2 = 2561,010,8 = 207 МПа.

При НВ350 (улучшение) принимаем КFL1 = 1 (по условию 1 КFL2,08 [3;c.34]).

Проектирование конической зубчатой передачи

Проектировочный расчет конической зубчатой передачи начинают с определения внешнего делительного диаметра колеса:

Dе2 1,65104 ;

Где u = 1,4 - передаточное число;

КH - коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям (таблица п4.1)[3;c.45].

При значении коэффициента ширины зубчатого венца по делительному диаметру

D = 0,166== 0,285

И консольном расположении шестерни относительно опор (опоры - роликоподшибники, НВ350):

КH = = 1,12;

VH - коэффициент нагрузочной способности конической передачи по контактным напряжениям (прямозубая передача).

D е2 1,65104 = 135 мм.

Углы делительных конусов:

Для колеса 2 = arctg u = arctg 4 = 7;

Для шестерни 1 = 90 - 2 = 83о.

Конусное расстояние определим по формуле:

Rе = 74 мм.

B =0,285Rc = 30 мм - ширина колес.

Внешний торцевой модуль определим из соотношения:

,

Где vF - коэффициент нагрузочной способности,

КF - коэффициент неравномерности изгибных напряжений по длине зуба, принимаем по таблице 4.6 [3;c.53].

При консольном расположении шестерни (опоры - роликоподшипники НВ350);

= 0612 КF = ;

VF = 0,85 - для прямозубой передачи.

.

Расчет числа зубьев:

- для колеса z2 = = = 86,7 = 87;

- для шестерни z1 = = = 22.

Фактическое передаточное число определим по формуле:

Uф = 3,95 (4.9)

Отклонение от заданного u:

= 125.

Отклонение от заданного не должно превышать 4; 1,254.

Окончательные делительные диаметры колес:

Dе1 = me z1 = 1,5 22 = 35;

Dе2 = me z2 = 1,5 87 = 130.

Dm1 = ; Внешние диаметры колес ;

Daе2= dе2 +21+ Xе2 me cosд2 ;

Daе1 = dе1+21+Xе1 me cosд1 ,

Где Xе1 - коэффициент смещения инструмента при нарезании конической шестерни, таблица 5.2 [3;c.62].

Xе1 = 0,41; Xе2 = - Xе1 = - 0,41;

Daе1= 35 +21+ 0,411,5cos15,480 =38 мм;

Daе2= dе2 +21+ Xе2 me cosд2 =135 мм.

Силы в зацеплении

Средние делительные диаметры определим по формулам:

Dm1 = 0,875de1 = 0,857-35 = 30 мм;

Dm2 = 0,875de2 = 0,857-130 = 112 мм.

Тангенциальные силы на шестерне найдем по формуле:

Ft1 = Н;

Ft1 = Ft2 = 533 Н.

Осевая сила на шестерне находится по формуле:

Fа1 = Ft1 - tgб - sinд1 = 53 Н, Fа1 = Fr2 = 53 Н.

Радиальная сила на шестерне и осевая на колесе определим по формуле:

Fr1 = Fа1 - tgб - cosд1 = 186 Н.

Степень точности определим через окружную скорость:

V = 0,5щ2 dm2 = 0,571,66-0,146 = 0,12 м/с.

По таблице 4.4 назначаем 9ю степень точности [3;c.50].

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса находится по формуле:

F2 = []F2,

Где =1,39 [3;c.54];

- коэффициент динамичности по изгибным напряжениям (при 9й степени точности, НВ350 и окружной скорости 0,12 м/с =1,13 таблица 4.7 [3;c.54]);

= 3,67 - коэффициент формы зуба колеса, таблица 4.8 [3;c.54]).

При эквивалентном числе зубьев:

ZV2 = ; Xe2 = -0,41.

F2 = = 57106 Па = 57МПа []F2 = 207 МПа.

Расчетное изгибное напряжение в зубьях шестерни найдем по формуле:

F1 = []F1;

При ZV1 = ; Xe1 = 0,41 по таблице 4.8 принимаем = 3,49;

F1 = = 80МПа []F1.

Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение в зубьях колеса:

;

Где =1,195 [3;c.55];

- коэффициент динамичности нагрузки по контактным напряжениям (при 9й степени точности, НВ350 и окружной скорости 0,12 м/с =1,05 таблица 4.9 [3;c.55]);

VH = 0,85; T2 = 30 Нм; de2 = 0,135;

= = 0,7 -

Удовлетворяет условию для нормальной работы передачи. Точность по контактным напряжениям обеспечена.

Похожие статьи




Подбор электродвигателя, Проектирование конической зубчатой передачи - Методика конструирования узлов и деталей винтового подъемника

Предыдущая | Следующая