Методика конструирования узлов и деталей винтового подъемника (стр. 2 из 8)
m = 0,7 - коэффициент, учитывающий условия закрепления.
где i - радиус инерции.
j = 0,45[1;78].
Проверяем винт на устойчивость:
(2.6)j[s/]cт = 0,45×64 = 28МПа;
2,54 МПа < 28МПа.
Устойчивость винта обеспечена.
Определение количества витков гайки из условия ее износостойкости.
Принимаем среднее удельное давление между витками стального винта и гайки : [g] = 10 МПа.
Из условия износостойкости гайки:
где z - количество витков.
Из конструктивных соображений принимаем количество витков z = 5.
H = p×z = 4×5 = 20 мм;
H = Lпод + H = 425 мм.
Определение высоты заплечника гайки:
H = (0,3¸0,5)H = 0,5×20 = 10 мм.
Определение наружного посадочного диаметра гайки.
Из условия прочности и растяжения и для учета кручения принимаем:
Qрасч = 1,3×200 = 260 Н;
D = 1,13×
,где D - наружный посадочный диаметр гайки;
[s]р = 0,8[s]и = 0,8×50 = 40Мпа - допускаемые напряжения при растяжении.
D = 1,13×
=15,2 мм.Принимаем D = 16 мм.
Определяем диаметр буртика из условия прочности на смятие:
D1 = 1,13×
,где [D]см » 1,6[D]и = 1,6×50 = 80 МПа - допускаемое напряжение на смятие.
D1 = 1,13×
= 17,07 мм.Принимаем D1 = 18 мм.
Подбор электродвигателя
Определение крутящего момента на винте
Крутящий момент на винте Мкр определим по формуле, [2с.507];
; (3.1) 
= 0,75 » 1кН×м. Требуемая мощность на выходе Рвых определяется по формуле [3; c.6):
Рвых = Твых×w3,
где Твых = Мкр;
w3 =
- частота вращения.w3 =
= 1,69 с - 1.Рвых ³1×1,69 = б1,69 кВт.
Ввиду маленькой требуемой мощности, подбор двигателя осуществляется по передаточному числу [3;c.11].
Определение передаточного числа
Цепочка передачи мощности:
ДВ Þ Мф Þ IIВ(ППН) Þ КЗП Þ IIIв(ППК) Þ 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 = u×n = 4×16 = 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 ×hмф ×hппк; (4.1)
Р1 = 0,25 × 0,98 × 0,99 = 0,024 кВт.
Мощность на ведомом валу Р2 определяется по формуле:
Р2 = Р1 ×hкзп (4.2)
Р2 = 0,024 × 0,96 = 0,023 кВт.
Угловая скорость ведомого вала w2 определяется по формуле:
w2 =
= 
= 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 контактных напряжений
Для шестерни :
[s]Н1 = [s]НО1 × КHL1 (4.5)
Для колеса:
[s]Н2 = [s]НО2 × КHL2 (4.6)
Т.к.. материал для шестерни и колеса одинаковый (сталь 40Н), то предельные значения допускаемых контактных напряжений одинаковы.
[s]НО1, [s]НО2 (по таблице 2.2 [3;c.31] составляют [s]НО = 1,8 НВ + 67. В качестве НВ принимаем НВср для шестерни (из диапазона 269-302) НВср=285,5 МПа.
[s]НО1 = 1,8×258,5 + 67 = 581 МПа.
Для колеса (из диапазона 235 - 262)НВср = 248,5 МПа.
[s]НО2 = 1,8×258,5 + 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 = 16×106 циклов;
для колеса NHO2 = 12,5×106 циклов.
Число циклов нагружения контактными нагрузками:
- для шестерни NH1 = Lh×h1×60Kрев;
для колеса NH2 = Lh×h2×60Kрев.
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 = 5×365×0,822×24×0,677×0,833× = 2004 час.
Для реверсивного режима работы (стол должен иметь возможность как подъема, так и опускания) Крев = 0,5 - коэффициент реверсивности [3;c.33].
NH1 = 2004×64×60×1,5 = 23,44×106 циклов;
NH2 = 2004×16×60×1,5 = 9,6×106 циклов;
КHL1 =
= 1;КHL2 =
= 1,045.Тогда до пускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса соответственно:
[s]Н1 = 581×1 = 581 МПа;
[s]Н2 = 514×1,04 = 537 МПа.
Расчет допускаемых напряжений изгиба
Предельные значения допускаемых напряжений на изгиб найдем по формулам:
- для шестерни:
[s]F1 = [s]НО1 × КFL1× КFC;
- для колеса:
[s]F2 = [s]НО2 × КFL2× КFC ,
где КFL1, КFL2 - коэффициенты долговечности по изгибным напряжениям.
[s]F01 = 1,03×НВср = 1,03×285,5 = 294 МПа;
[s]F02 = 1,03×НВср = 1,03×248,5 = 256 МПа.
Коэффициент долговечности определим по формуле:
КFL1 =
, (4.6)где NF0 = 4×106 циклов - базовое число циклов при достаточно - изгибном загружении.
Количество циклов нагружения изгибными нагрузками шестерни и колеса соответственно:
NF1 = NH1 =13,44×106 циклов;
NF2 = NH2 =3,6×106 циклов.
КFL1 =
= 0,886;КFL2 =
= 0,915.С учетом коэффициента реверсивности КFC = 0,8;
[s]F1 = 294×1×0,8 = 235 МПа;
[s]F2 = 256×1,01×0,8 = 207 МПа.
При НВ<350 (улучшение) принимаем КFL1 = 1 (по условию 1£ КFL£2,08 [3;c.34]).
Проектирование конической зубчатой передачи
Проектировочный расчет конической зубчатой передачи начинают с определения внешнего делительного диаметра колеса:
dе2 ³ 1,65×104×
;где u = 1,4 - передаточное число;
КHb- коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям (таблица п4.1)[3;c.45].
При значении коэффициента ширины зубчатого венца по делительному диаметру yd = 0,166
= 
= 0,285 и консольном расположении шестерни относительно опор (опоры - роликоподшибники, НВ<350):КHb =
= 1,12;VH - коэффициент нагрузочной способности конической передачи по контактным напряжениям (прямозубая передача).
d е2³ 1,65×104×
= 135 мм.Углы делительных конусов:
для колеса d2 = arctg u = arctg 4 = 7;
для шестерни d1 = 90 - d2 = 83о.
Конусное расстояние определим по формуле:
Rе =
74 мм.b =0,285×Rc = 30 мм - ширина колес.