- •Содержание.
- •1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
- •1.1 Определение общего коэффициента полезного действия привода
- •1.2 Выбор электродвигателя
- •1.3 Определение частот вращения на валах.
- •2. Расчёт зубчатых колес редуктора.
- •2.1 Выбор материала зубчатых колес.
- •2.2. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость.
- •2.3 Определение межосевого расстояния
- •2.4 Определение модуля зацепления
- •2.5 Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"
- •2.6 Основные размеры шестерни и колеса.
- •2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.
- •3. Предварительный расчет валов.
- •Выбор муфты.
- •4. Выбор подшипников качения.
- •5. Проверка долговечности подшипника.
- •6. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
- •7. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
- •9. Уточнённый расчёт валов.
- •10. Выбор сорта масла
- •Расчет передачи винт-гайка.
- •Проверка винта на устойчивость.
- •13.. Общие выводы .
- •Литература.
10. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета
-
дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0.250.294=0.0725 дм3.
По таблицам устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях Н=315.9 МПа и скорости =3.38 м/c рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 2810-6 м 2/c. Принимаем масло индустриальное И-30А ( по ГОСТ 20799-75).
Камеры заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1.
-
Расчет передачи винт-гайка.
Число оборотов винта:
n2= n1/u=937.5/2.9=323.27 об/мин
где передаточное число зубчатой пары
U= z2/ z1=2.86
Число оборотов винта в секунду:
n2c= n2/60=323.27/60=5.39 c-1
Требуемая скорость подъёма стола за оборот
Vоб=V/ n2c=250/5.39=46.38 об/мин.
Принимаем шаг резьбы Р=8 мм.
Определим число заходов резьбы
n= Vоб / P=46,38/8=5,79
Примем число заходов резьбы n=6
Тогда ход резьбы рn=pn=86=48 мм
Фактическая скорость подъема стола равна
Vфакт= n2c рn=5.3948=258.72 мм/c.
Погрешность:
V/ Vфакт100%=(258.72-250/258.72)100%=3.3710%, что допустимо.
Средний диаметр винта по условию износостойкости:
d2=Q/r
d2=350.18/3.140.9=5,56 мм
r - коэффициент высоты гайки, r = Н r /d2=0.9
- отношение высоты рабочего профиля резьбы к её шагу, для трапецеидальной резьбы =0.50
- допустимое давление в резьбе, для материала винтовой пары незакалённая сталь-бронза =8 МПа.
Минимальный нагрузочный диаметр шести заходней трапецеидальной резьбы по ГОСТ d=22 мм , d2=18 мм, внутренний d3=16 мм. Обозначение резьбы Тr2224 (Р8), где Тr - трапецеидальная резьба, 24 - ход резьбы, Р8 - шаг резьбы.
Площадь сечения винта:
F1= d32/4=3.14162/4=200.96 мм2
Высота гайки Н r = r /d2=20 мм
Количество витков резьбы в гайке:
z1== Н r /р=20/8=2.510, что допустимо.
-
Проверка винта на устойчивость.
а) приведенный момент инерции сечения винта:
Jпр=d34/64(0.4+0.6(d/d3)=(3.14164/64)(0.4+0.6(22/16)=3.938103 мм4
б) радиус инерции сечения винта
i=Jпр/F1=387
в) гибкость винта при =1.5 (считаем винт закрепленным жестко)
=/i=1.5220/3.87=85.27
г) при значении =55…90 критическую силу определяют по формуле Тейлера-Ясинского Qкр=(d12/4)(a-b)=51445(450-1.6777.5)=16492 Н
"а" и "б" – имперические коэффициенты, определены по таблице (для материала винта Сталь 45 ГОСТ 1050-88 а=450 МПа, b=1.67 МПа).
д) коэффициент запаса устойчивости
nу=Qкр/Q=16492/350=42.12
что больше nу=2
Примем материал винтовой пары: винт из незакаленной Стали 45 ГОСТ 1050-88 , гайка из Сталь 60 улучшение.
Наружный диаметр тела гайки:
D5.2Q/Qp+d2=22.3 мм
Где Qp=50 МПа- допускаемое напряжение для бронзовых гаек.
Примем D=32 мм.