отсюда
, H.(4.3)
(4.4)
(H.)
Тогда
(H)
Кинематическая схема
F = 8747,47 H ≈8,75кH
V = 0,03 м/с
4.2.3 Определяем мощность на подъем
P = F×V, Вт.
отсюда
P = 8747,47x0,03 = 262,4 ≈ 263 (Вт) = 0,263 (кВт)
4.2.4 КПД привода
η = ηкон.пер× ηвинт.пер × ηмуф × ηпод × ηпод× ηпод(4.5)
ηкон.пер = 0,95. . . 0,97; Принимаю ηкон.пер.= 0,95
ηвинт.пер = 0,85 . . . 0,95; Принимаю ηвинт.пер = 0,85
ηмуф = 0,98
ηпод = 0,99
Тогда
η = 0,95x×0,85x×0,98×0,99×0,99×0,99 = 0,77
.2.5 Определяем требуемую мощность двигателя
, кВт(4.6)
отсюда
4.2.6 Определяем номинальную мощность двигателя и номинальную частоту вращения двигателя
Рном ≥ Рдв(4.7)
Для этого воспользуемся таблицей К9
Тогда выбираем следующие варианты двигателей:
Рном = 0,55 кВт
Тип: 4АМ71В6У3
nном = 900 об/мин
Тип: 4АМ80В8У3
nном = 700 об/мин
Тип: 4АМ71А4У3
nном = 1390 об/мин
4.2.7 Определяем передаточное число привода
(4.8)
nрм - частота вращения ходового винта, об/мин
Определяем nрм по формуле
(4.9)
V - скорость подъема, м/с
Z - число заходов на винте (по стандарту 4)
P - шаг резьбы (по стандарту 2)
тогда
Отсюда определяем передаточное число
(4.10)
(4.11)
(4.12)
Ориентируясь на рекомендуемые значения передаточных чисел, выбираем:
U = 4, nном = 900 об/мин,
Тип двигателя: 4АМ71В6У3
4.2.8 Определяем угловую скорость
(4.13)
отсюда
Рассчитаем крутящий момент на ходовом винте:
(4.14)
отсюда
4.3 Расчет зубчатой передачи
.3.1 Выбор материла зубчатых колес
Принимаем тип зубчатой передачи: коническая
Материал зубчатой пары выбираем по таблице 3.10.
Выберем для шестерни сталь 45 (σв = 900 Н/мм2;
σт = 440 Н/мм2 ;НВ = 230) и для колеса сталь 45 (σв = 590 Н/мм2;
σт = 300 Н/мм2 ;НВ = 200)
4.3.2 Определение допускаемых контактных напряжений
[σ]к = 2,75 НВmin × Крк, Н/мм2
где - коэффициент режима (4.15)
Принимаем Крк = 1
тогда
[σ]к 1= 2,75×230 = 632,5 (Н/мм2)
[σ]к 2= 2,75×200 = 550 (Н/мм2)
Для конических передач с прямыми и непрямыми зубьями при
НВ1ср - НВ2ср = 20. . .50 рассчитывают по меньшему значению [σ]к из полученных для шестерни [σ]к 1 и колеса [σ]к 2, т.е. по менее прочным зубьям.
Из условия [σ]к 1 = [σ]к 2= 550 Н/мм2
4.3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
[σ]F1 = KF1×[σ]F01; [σ]F2 = KF2×[σ]F02(4.16)
где KF1, KF2 - коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса
Принимаем KF1 = KF2 = 1
[σ]F01, [σ]F02 - допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу и изгибной выносливости
[σ]F01=1,03× НВ1ср, Н/мм2(4.17)
[σ]F02=1,03× НВ2ср, Н/мм2(4.18)
отсюда
[σ]F01=1,03×230 = 236,9 (Н/мм2)
[σ]F02=1,03×200 = 206 (Н/мм2)
тогда
[σ]F1 = 1×236,9 = 236,9(Н/мм2)
[σ]F2 = 1×206 = 206(Н/мм2)
Расчет модуля зацепления для конических зубчатых передач, с прямыми и непрямыми зубьями, выполняют по меньшему значению [σ]F из полученных для шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F1, т.е. по менее прочным зубьям.
4.3.4 Определение внешнего делительного диаметра колеса dе2
(4.19)
где КНβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.
КНβ = 1
υн - коэффициент вида конических колес
υн = 1
отсюда
Округляем до ближайшего нормального линейного размера из таблицы 13.15. [21] по ГОСТ 6636-69
Тогда
4.3.5 Определяем углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2
δ2 = arctg u(4.20)
δ1= 900 - δ2(4.21)
отсюда
δ2 = arctg4 = 75,96376 (0)
δ2 = 90 - 75,96376 = 14,03624 (0)
4.3.6 Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм
(4.22)
тогда
4.3.7 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b
b = ΨR× Re, мм.(4.23)
где ΨR = 0,285 - коэффициент ширины венца
тогда
b = 0,285 × 51,5388 = 14, 69 (мм.)
Полученное значение округляем до целого числа по ряду Rа40 табл.13.15 [21]
Отсюда b = 15 мм
.3.8 Определяем внешний окружной модуль me
, мм(4.24)
Где кFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.
кFβ =1 - для прямозубых конических колес
υF - коэффициент вида конических колес
υF =0,85 - для прямозубых конических колес
тогда
= 0,59 (мм)
Принимаем me= 1,5 мм
4.3.9 Определяем число зубьев колеса Z2 и Z1
(4.25)
(4.26)
отсюда
тогда
Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев принимаем , тогда
4.3.10 Определяем фактическое передаточное число uф и проверить его отклонение ∆u от заданного u
(4.27)
тогда
(4.28)
4.3.11 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2
δ2 = arctg uф(4.29)
δ1= 900 - δ2(4.30)
отсюда
δ2 = arctg4 = 75,96376 (0)
δ2 = 90 - 75,96376 = 14,03624 (0)
.3.12 Для конических передач с разностью средних твердостей шестерни и колеса НВ1ср - НВ2ср ≤ 100 выбираем из таблицы 4.6. коэффициент смещения инструмента Xe1 отсюда Xe1= 0,45
Коэффициент смещения колеса Xe2 равен:
Xe2 = - Xe1(4.31)
Xe2 = - 0,45
4.3.13 Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса для прямозубой передачи
Определяем делительные диаметры
de1 = me × Z1, мм(4.32)
de2 = me × Z2, мм(4.33)
отсюда= 1,5 × 18 = 27 (мм)2 = 1,5 × 72 = 109 (мм)
Определяем диаметры вершин зубьев:
dаe1 = de1 + 2×(1 + Xe1)× me × cos δ1, мм(4.34)аe2 = de2 + 2×(1 - Xe1)× me × cos δ2, мм(4.35)
тогдааe1 = 27 + 2×(1 + 0,45)× 1,5 × cos 14,03624 = 31,22 (мм)аe2 = 108 + 2×(1 - 0,45)× 1,5 × cos 75,96376 = 108,40 (мм)
Определяем диаметры впадин зубьев:
= de1 - 2×(1,2 - Xe1)× me × cos δ1, мм(4.36)= de2 - 2×(1,2 + Xe1)× me × cos δ2, мм(4.37)
отсюда= 27 - 2×(1,2 - 0,45)× 1,5 × cos 14,03624 = 24,82 (мм)= 108 - 2×(1,2 + 0,45)× 1,5 × cos 75,96376 = 106,80 (мм)
4.3.14 Определяем средний делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2
d1 ≈ 0,857 de1, мм(4.38)≈ 0,857 de2, мм(4.39)
тогда
d1 = 0,857×27 = 23,14 (мм)
d2 = 0,857×108 = 92,56 (мм)
Проверочный расчет
4.3.15 Проверяем пригодность заготовок колес
Dзаг ≤ Dпред; Sзаг ≤ Sпред(4.40)
Диаметр заготовки шестерни
Dзаг = dаe + 6 мм, мм(4.41)
Dзаг = 31,22 + 6 = 37,22 (мм)
Dпред = 125 мм (табл. 3.2. [21])
Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:
заг = 8 me, мм(4.42)
Сзаг = 0,5b, мм(4.43)
Тогдазаг = 8 × 1,5 = 12 (мм)
Сзаг = 0,5× 15 = 7,5 (мм)
Sпред = 80 (табл. 3.2.
,22 < 125; 7,5 < 80, следовательно, условие выполняется
4.3.16 Проверяем контактные напряжения SH, H/мм2
(4.44)
Где - окружная сила в зацеплении, H. (4.45)
KHα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес
KHυ - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по таблице 4.3. [21] в зависимости от окружной скорости V = ω2×d2/(2×103), м/с и степени точности передачи (табл.4.2. [21])
Степень точности равна 9
тогда
KHυ = 1,05
Проверяем условие:
σH = 509,26 H/мм2 <[σ]H = 550 H/мм2, т.е. недогрузка передачи составляет 8%, а по условию недогрузка разрешается до 10%. Следовательно, условие выполняется.
4.3.17 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2
(4.46)
(4.47)
Где KFα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес
KFυ - коэффициент динамической нагрузки. Определяется аналогично KHυи YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.7. [21] интерполированием в зави
