Расчёт для привода (стр. 1 из 3)

Задание №6

на проект по курсу «Детали машин» привод УИПА

I Кинематическая схема

II Исходные данные

Параметры	Обозн.	Вариант
		1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Скорость каната	V, м/мин	15
Ширина барабана	B, мм	280
Диаметр барабана	D, мм	180
Номин. число условие на барабанах	F, кн	18,0
Коэффициент перегрузки	K	1,8
Долговечность	Ц, ч	1800
Режим Работы

График нагрузки

Вариант	Зона	Поз	Обозначение	Наименование	кол	Прим
Документация
Сборочный чертеж
Сборочные единицы
х
1	Маслоуказатель	1
2	Крышка	1
3	Колесо червячное
Детали
4	Корпус	1
5	Крышка	1
6	Отдушина	1
7	Прокладка	1
8	Крышка	1
9	Пробка	1
10	Прокладка	1
11	Прокладка	1
12	Прокладка	2
13	Крышка	2
14	Вал	1
15	Кольцо	1
16	Колесо зубчатое	2
17	Стакан	1
18	Прокладка	1

Вариант	Зона	Поз	Обозначение	Наименование	кол	Прим
21	Колесо зубчатое	2
22	Крышка	2
23	Кольцо	2
24	Вал	1
Стандартные изделия
Болт ГОСТ Т808-Т0
30	М6х20	4
31	М12х30	24
32	М12х40	10
33	М16х140	6
Гайка ГОСТ S91S=10
34	МК-ГН	4
35	М16-ТН	6
36	Гайка М64х2	1
Гост 4811-88
Шайба ГОСТ 11311-88
37	12.02	40
38	Шайба 64 ГОСТ 118 Т2-80	1
39	Кольцо А40 ГОСТ 13942-80	1
40	Кольцо А160 ГОСТ 13943-80	2
41	Манжета ГОСТ 8152-19
1.1-55х80	1
42	1.1-90х125	2
43	Подшипник 208	1
44	Подшипник 21313	2
45	Подшипник 7212	2
46	Подшипник 2218	2
47	Шпонка 20х12х15	2
48	Кольцо А90 ГОСТ 13942-80	2

Вариант	Зона	Поз	Обозначение	Наименование	кол	Прим
Документация
Сборочный чертеж
Детали
1	Швеллер 12<=440	4
2	Швеллер 16<=500	2
3	Швеллер 16<=1390	2
4	Швеллер 16<=270	3
5	Лист б=8 360х190	1
6	Лист б=8 320х80	1
7	Лист б=8 380х170	2
8	Лист б=8 780х450	1

1. Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность на валу рабочего органа P=2F_eV/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления

F_e=F_max-K_e, где K_e – коэффициент эквивалентной нагрузки

F_e=K_t∙K_e=18∙0,82=14,76 kH

P=2∙14,76∙10³/60∙1000=5,9 кВт

КПД привода: n=n₁∙n₂∙n₃∙n₄², где

n₁ – КПД муфты=0,99

n₂

n₃ – КПД цилиндрической передачи=0,97

n₄ – КПД пыра подшипников=0,99

n=0,99∙0,8∙0,97∙0,99=0,475

Mощность двигателя P_дв=P/n=5,9/0,475=7,9 кВт

Принимаем двигатель n1 132 ММУЗ

Мощность двигателя P_дв=11 кВт

Частота вращения пд=1455 мин^-1

Передаточное число привода: и=^пу/п_вых

где: п_вых=V/ПД=12/3,14∙0,28=13,64 мин^-1

и=1455/13,64=105,7

Принимаем передаточное число цилиндрической передачи и₁=и₂=и

Передаточное число быстроходной передачи

И_б=^и/_ит=106,7/4=26,6

Принимаем и₁=4в=2S

Крутящий момент на валу двигателя

Т₁=9550 ∙ Р_чв/п_чв=9550 ∙ 11/1455-72,2Нм

Моменты на последующих валах

Т₂=Т₁∙и₁∙п₁∙п₂∙п_и=72,2∙25∙0,99∙0,8∙0,99=14+4 Нм

Т₃=Т₂∙и₂∙п₃∙п₄=1415∙0,99∙4∙5434 Нм

Частота вращения валов

n₂= n₁/ и₁=1455/25=58,2 мин^-1

n₃= n₂/ и₂=58,2/4=14,9 мин^-1

2 Выбор материала червячной пары

2.1 Скорость скольжения в зоне контакта

По таблице 3.1 принимаем материал венца червячного колеса, бронзу БРР₁₀ Ф

Механические свойства δ=275 мПа; δт=200 мПа

2.2 Допускаемые напряжения

Эквивалентное число циклов перемен напряжений по контакту

N H_e2=60∙ п₂ lh Σ^km1;3∙t=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,8³∙0,65+0,45³∙0,15)=2.29∙10⁷поизгибу

NFe2=60∙ п₂ ch: Σ^4m19∙t1=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,8⁹∙0,65+0,45⁹∙15)=12∙10⁷

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям изгиба

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям

Допускаемое контактное напряжение

δHP₂=0,9бв kul=0,9∙275∙0,9=222 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(δHP₂)_max=4δ_T2=4∙200=800 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(δHP₂)_max=δFpH₂=0,8δr₂=0,8∙200=160 мПа

Допускаемое напряжение изгиба

δHP₂=0/6 δb₂∙RFl=0,16∙275∙0,76=33,4 мПа

2.3 По таблице3.4 принимаем число винтов червяка

Z=2

3 Расчет червячной передачи

3.1 Число зубьев червячного валика

Z₂=Z₁∙u=2∙25=50

3.2 Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка

д¹=0,25∙ Z₂=0,27∙50=12,5

Отношение среднего по времени момента к рабочему:

mp=Σ^k₁m:t₁=0,2+0,8∙0,65∙0,45∙0,15=0,787

3.3 Коэффициент деформации червяка по табл. 3.5

Q=121

3.4 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

K_HB=1+(Z₂/Q)³(1-mp)=1+(50/121)³∙(1-0,787)=1,015

Коэффициент динамичности K_HХ=1,1

3.5 Межосевое расстояние

Принимаем dw=200мн

3.6 Предварительное значение модуля:

m=2aw/g+Z₂=2∙200/12,5∙50>6,4 мм

Принимаем m=6.3

3.7 Коэффициент диаметра червяка

g=2aw/m-Z₂=2∙200/6,3-50=13,5

Принимаем g=12,5

3.8 Коэффициент диаметра смещения червяка:

x=2aw/m-Z₂+9/2=200/6,3-50+12,5/2=0,496

3.9 Контактное напряжение на рабочей поверхности зуба червячного колеса

,

где E_v – приведенный модуль упругости=1,26

мПа<G_HP=222мПа

3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба

мПа<(GHP₂)_max²=800 мПа

3.11 Угол подъема вышки червяка

3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса

7V₂=7₂/cosγ=50/cos³9,09=51,9

3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса

Y_F2=1,44

3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности

K_EP=K_HP² 1,015 K_FV=KV=1.1

3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса

G_FH2=1500T₂∙YT₂∙K_FP∙K_kp∙cosα/2₂∙g∙m³=20,5<G_FP2=33,4 мПа

3.16 Предельное напряжение изгиба у ножки зуба

G_FH2=β=G_f2=1,8∙20,5=36,9 мПа= G_FH2=160 мПа

4 Расчет геометрии червячной передачи

4.1 Длительные диаметры

d₁=mφ=6,3∙12,5=78,75 мм

d₂=mz₂=6,3∙50=315 мм

4.2 Диаметры вершин

da₁=d₁+2ha∙m=78,75+2∙6,3=91,35 мм

da₂=d₂+2(ha+x) ∙m=315+2∙(1+0,496) ∙6,3=333,8 мм

4.3 Наибольший диаметр червячного колеса

dam₂=da₂+bm/2+2=333,8+6,3∙6/2+4=343,25 мм

Принимаем da₂=344мм

4.4 Высота витка червяка

h₁=h∙m=2,2∙6,3=13,86 мм

4.5 Расчет диаметра впадин

dcp₁=da₁-2h=72,5-2∙13,86=44,78 мм

dcp₂=da₂-2(ha+C+x)m=315∙2(1+6,2+0,496) ∙6,3=311,6 мм

Принимаем da₂=343 мм

4.6 Длина нарезной части червяка

b⁰=(12+0,1Z₂)m=(n+0,1∙50) ∙6,3=100,8 мм

для исследованного червяка: b₁>b₁⁰+4m=100,8+4,63=126 мм

4.7 Ширина венца червячного колеса

b₂=0,75da₁=0,75∙91,35=68,5 мм

Принимаем b₂=63 мм

4.8 Радиус вышки поверхности вершин зубьев червячного колеса:

K=0,5d₁=m=0,5∙78,75-6,3=33,075

5 Расчет сил зацепления и петлевой расчет червячной передачи

5.1 Окружная скорость червяка

V₁=Пd₁-П₁/60∙10³=3,14∙78,75-1455/60∙10³=6 м/с