Проектирование привода винтового подъемника

Подберем скорость исполнительного органа для расчитанного передаточного отношения:

u_{и.о.расч}= n_дв1/ u_{об1расч.}= 3000/1,75 =1714,28 об/мин

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

                                       ,  условие выполняется.

                                                  КПД привода рассчитывается по формуле:

                                                       

                                                  где  - КПД подшипника, - КПД муфты

                                                  Мощность электродвигателя: [2, c.4]

                                                 Вт 

                                                       где  Q – тяговое усилие подшипника,

                                                               V_г – скорость подъема груза

Рис.2. Кинематическая схема.

2.  При n_дв2=5000 об/мин;u_об2=3.

Общее, расчетное передаточное отношение (u_{об2расч.}) находится из произведения передаточных отношений цепной, конической и цилиндрической прямозубых передач:

u_{об2расч} = u_цеп.× u_к.× u_ц.п.= 1,12×2×1,4= 3,1

Подберем скорость исполнительного органа для расчитанного передаточного отношения:

u_{и.о.расч}= n_дв2/ u_{об2расч.}= 5000/3,1 =1612,9 об/мин

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

 ,              условие выполняется.

                                                 КПД привода рассчитывается по формуле:

                                                       

                                                   Мощность электродвигателя:

                                                Вт 

Рис.3. Кинематическая схема.

3.  При n_дв3=7500 об/мин;u_об3= 4,5.

Общее, расчетное передаточное отношение (u_{об3расч.}) находится из произведения передаточных отношений ременной, цилиндрической прямозубой и конической передач:

u_{об3расч} = u_рем.× u_ц.п.× u_к.= 1,4×1,6×2= 4,48

Подберем скорость исполнительного органа для расчитанного передаточного отношения:

u_{и.о.расч}= n_дв3/ u_{об3расч.}= 7500/4,48 =1674,1 об/мин

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

 ,              условие выполняется.

                                                    КПД привода рассчитывается по формуле:

                                                       

                                                                Мощность электродвигателя:

                                                Вт

 Рис.4. Кинематическая схема (вид сверху).

 

Из приведенных выше схем редуктора выбираем сх.3:

 

Рис.5. Кинематическая схема.

1,2,3 – номера валов (4 вал расположен вертикально).

В схему входит: ременная, цилиндрическая прямозубая и коническая передачи.

Достоинства:

          Ременная передача обеспечивает бесшумность работы, самопредохранение от перегрузок при заклинивании привода. Цилиндрическая прямозубая передача проста в исполнении, обладает высокой надежностью и не имеет осевых нагрузок. Так как требуется вертикальное расположение выходного вала, используем коническую передачу.

          Такое расположение колес в редукторе обеспечивает оптимальные условия смазки.

Кинематический расчет привода:

Рассчитаем вращающий момент на валу электродвигателя:

;

где  Р =4022,99 Вт – мощность двигателя;

w = pn /30 = 3,14×1000 /30 =104,67 рад/с – угловая скорость вращения            двигателя  (n – частота вращения двигателя).

Вращающие моменты на валах редуктора:

Частоты вращения и угловые скорости на валах:

Находим ошибку по скорости на четвертом валу:

;

 ,              условие выполняется.

Расчет конической зубчатой пары

Выбор материала колес:

               Так как  в техническом задании нет особых требований к габаритам передачи выбираем материал со средними механическими характеристиками: сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость для шестерни НВ 300, для колеса НВ 280.

Расчет допускаемых контактных напряжений:

; [1, с.167-173]

где  S_H  - коэффициент безопасности  (при  улучшении  S_H =1,1);

       - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов (при НВ £ 350 : );

     - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки;

N_HO - базовое число циклов;

      - эквивалентное число циклов;

n – частота вращения вала, с =1– число зацеплений,

T_i – текущий крутящий момент, T_max – максимальный крутящий момент за цикл (взяты из графика загрузки подъемника),

- суммарное время работы передачи,

где   L – лет работы, - коэффициент годового использования,

        - коэффициент суточного использования

          Для шестерни:

N_HO = 26,4×10⁶

*

*8760 = 148,35×10⁶

 = 609,09 МПа

          Для колеса:

N_HO = 22,64×10⁶

*

*8760 = 74,18×10⁶

= 572,73 МПа

Расчет допускаемых напряжений изгиба:

;  [1, c.173-174]

где - предел выносливости при изгибе (при улучшении ),

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (при              улучшении Y_R = 1,2),

K_FC – коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки (если передача нереверсивная K_FC = 1),

 – коэффициент долговечности,

N_FO – базовое число циклов (для всех сталей  N_FO = 4×10⁶ ),

N_FЕ – эквивалентное число циклов (N_FЕ =N_НЕ ),

S_F – коэффициент безопасности (S_F =1,75).

Для шестерни:

N_FЕ = 148,35×10⁶,

370,29 Мпа.

Для колеса:

N_FЕ = 74,18×10⁸,

345,6 Мпа.

Расчет геометрических параметров колес:

 

Рис.6

Межосевое расстояние а найдем по формуле:

,  [2, c.32]

Принимаем значения коэффициентов:  y_ba= 0,25 – ширины венца;

K_Hb =1,04 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; K_HV =1,05 – динамической нагрузки.

      

Принимаем  а = 40 мм, тогда ширина венца колеса b₂ = y_ba×a=10 мм,

шестерни: b₁ =b₂ +5 =15 мм

Диаметр шестерни: 30,77

принимаем d₁ = 32 мм;

13

Лист

КП-2068956-40-15-99

диаметр колеса: d₂ = 2а - d₁ = 80 -32= 48 мм;

модуль  m= (0,01…0,02) a=0,4…0,8 принимаем m =1,

суммарное число зубьев  z_å  = 2×a /m= 80,

число зубьев шестерни:  z₁ = z_å  /(u+1)= 80 /2,6 =30,77; принимаем z₁ = 31,

                       колеса: z₂ = z_å -z₁ = 80 –31= 49,

уточняем передаточное отношение: и =z₂ / z₁ = 49 /31=1,58 (оно не         превышает допускаемого значения)

Диаметр выступов шестерни:  d_a1 = m(z₁ +2) =1(31+2) =33 мм

                                     колеса:  d_a2 = m(z₂ +2) =1(49+2) =51 мм.

Диаметр впадин шестерни:     d_f1 = m(z₁ –2,5) =1(31-2,5) =28,5 мм

                                     колеса:d_f2 = m(z₂ -2,5) =1(49-2,5) =46,5 мм.

Расчет колес на контактную выносливость:

;  (расчет ведем по колесу)

Т₂ = 7,7·10 ³ Н·мм – вращающий момент вала колеса;

;     585,04 > 572,73 ;;  допускается

Расчет колес на изгиб:

; [2,  c.41 - 42];

окружное усилие:    (Т₁ – вращающий момент на валу шестерни);

коэффициент, учитывающий форму зуба: Y_F = 3,7 (при Z₁=31);

модуль зацепления: ;

коэффициенты: ;

;           90,57 < 370,29 – условие выполняется.

Расчет цилиндрической зубчатой пары

Выбор материала колес:

               Выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость для шестерни НВ 280, для колеса НВ 260.

Расчет допускаемых контактных напряжений:

(расчет ведется как и для конической передачи)

; [1, с.167-173]

          Для шестерни:

N_HO = 22,64×10⁶

*

*4730,4 = 4,34×10⁸

= 572,73 МПа

Для колеса:

N_HO = 18,88×10⁶

*

*4730,4 = 2,17×10⁸

= 536,36 МПа

Расчет допускаемых напряжений изгиба:

(расчет ведется как и для цилиндрической передачи)

;  [1, c.173-174]

Для шестерни:

N_FЕ = 4,34×10⁸,

345,6 Мпа.

Для колеса:

N_FЕ = 2,17×10⁸,

320,91 Мпа

Расчет геометрических параметров колес:

 

Рис.7

Передаточное отношение передачи:        и =2;

16

КП-2068956-40-15-99

Дата

Подп.

№  докум.

Лист

Изм.

Лист

Принимаем число зубьев шестерни:        z₁ = 40;

                                                 колеса:       z₂ = и· z₁ =80;

Расчет муфты на выходном валу:

Для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик выбираем  упругую втулочно-пальцевую муфту.

Типоразмер муфты выбираем по величине расчетного вращающего момента:

Т_р = k _р∙Т,  где k_р = 1,5 – коэффициент режима работы, Т =14,3 Н∙м – момент на валу.

Т_р = 1,5∙14,3 = 21,45  Н∙м.

Принимаем муфту с параметрами:

d = 14 мм, D = 75 мм, L = 63 мм, В = 3 мм, D₁ = 58 мм, d_п = 10 мм,

l _п =19мм, D_В = 19 мм, l_В = 15 мм, Z = 4 – количество пальцев.

Рис.    Муфта втулочно-пальцевая.

Проверяем резиновые втулки на смятие поверхностей их  соприкосновение с пальцами:

 ;    [3, c.294-295]

Н.

МПа.

[σ_см] = 2 МПа.

σ_см < [σ_см].

Расчет встроенных элементов:

Определяем минимальный натяг:

Подобрать посадку, обеспечивающую соединение цилиндрической шестерни с  входным валом.

,

где     р – удельное давление;

          ,

где    диаметр соединения:

          наружный диаметр :

          вал сплошной:

              μ₁ и μ₂ – коэффициенты Пуассона для материалов шестерни и вала