Привод подъемника (стр. 3 )

- суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

При постоянной частоте вращения находится по формуле:

где        n – частота вращения колеса;

               с – число зацеплений за один оборот колеса;

th – время работы передачи, ч;

Суммарное время работы передачи в часах

th = 365L24KгКс =365⋅8⋅24⋅0,5⋅0,5=17520 ч.

где L – продолжительность работы редуктора, принимаем L=8 лет.

,

,

  Если фактическое число циклов нагружения зубьев равно или больше базового, то расчет коэффициентов долговечности не выполняют, а принимают их равными KHL = 1.

Допускаемые контактные напряжения:

Для косозубой передачи [3, с.14]:

Допускаемые напряжения изгиба:

,                                

где        - предел изгибной выносливости, МПа

                - коэффициент долговечности;

                - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, [1, табл. 3.4].;

               - коэффициент безопасности, [1, табл. 3.3].

               Предел изгибной выносливости по формуле:

Коэффициент долговечности по формуле:

,

где        NFO =4⋅106 – базовое число циклов [1, c. 10];

NFE – эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, с.10]:

,

где        μF - коэффициент эквивалентности, μF=0,038 [1, табл. 3.1].

,

,

Если фактическое число циклов нагружения зубьев равно или больше базового, то расчет коэффициентов долговечности не выполняют, а принимают их равными ,

               Допускаемые напряжения изгиба:

3.3 Определение расчетного крутящего момента

  Проектный расчет зубчатой передачи можно выполнять как по крутящему моменту на ведущем валу Т1, так и по крутящему моменту на её ведомом валу Т2.

               Расчетный крутящий момент на шестерне для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость:

Т1Н = Т1 · КНв  · КНV;         Т1F = Т1 · КFв  · КFV                        (3.5)

где Т1 – номинальный крутящий момент на шестерне.

       Предварительно принимаем степень точности изготовления колес 8. Для косозубой цилиндрической передачи при окружной скорости колес до 10 м/с коэффициенты КНV=КFV=1,4 [1, табл. 3.5].

Коэффициент ширины зубчатого венца для цилиндрической передачи : 

       По рис. 3.1 [1] коэффициенты КНβ=1,05; КFβ=1,1.

Тогда Т1Н =52 · 1,05  · 1,4=76,44 Нм;         Т1F = 52 · 1,1  · 1,4=80 Нм.

Расчет геометрии колес передачи

       Межосевое расстояние определяем из расчета на выносливость по контактным напряжениям [1, с.11]:

где        К1 =430 – для косозубых колес;

Т1н – приведенный крутящий момент  на шестерне, Нм;

Кн – коэффициент контактной нагрузки;        

ψba – коэффициент ширины колеса, ψba =0,4.

. Принимаем

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля:

m = (0.01 – 0.02) ащ=1,6…3,2 мм. Принимаем m=3 мм.

Сумма зубьев шестерни и колеса по формуле:

ZC = ,

где β- угол наклона зубьев. Предварительно принимаем β=10°.

Число зубьев шестерни по формуле:

Z1= .

Число зубьев колеса:

Z2 = ZC – Z1=105-19=86.

Фактическое передаточное число:

.

, что допустимо.

Уточним угол наклона:

, β=10,15°

Ширина зубчатого венца:

b2 = шba. ащ= 0.4 . 160 =64 мм.

Ширина венца шестерни принимается на 3…5 мм больше чем ширина колеса:

b1 =64+4=68 мм.

Делительные диаметры [1, с. 14]:

Шестерни: d1 = m. Z1 /cosβ=3 . 19/0.9844 =57,9 мм.

колеса: d2 = m. Z2/cosβ = 3 . 86/0.9844=262,1 мм.

Диаметры вершин зубьев по формуле:

шестерни: da1 = d1 + 2m =57,9+ 2 . 3 =63,9 мм.

колеса: da2 = d2 + 2m = 262,1 + 2 . 3 = 268,1 мм.

Диаметры впадин зубьев по формуле:

шестерни: df1 = d1 – 2,5m =57,9– 2,5 . 3 =50,4 мм.

колеса: df2= d2 – 2,5m = 262,1– 2,5 . 3= 254,6 мм.

Окружная скорость зубчатых колёс:

V = ;        

Для полученной скорости выбираем степень точности передачи nст=8.

3.5 Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по контактным напряжениям

Условие контактной прочности:

,                        

где        К2=8350  для косозубой передачи [1, табл.3.7];

       КНV=1,4, КНβ=1,05, КНα=1,065 Т1Н=52⋅1,4⋅1,05⋅1,065=81,4 Нм

Запас прочности зубьев колес 10,8 %. Современные технологии общего машиностроения допускают запас прочности зубьев колес не более 15…20%.

3.6 Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба

В зубьях шестерни по формуле:

,                

где        YF – коэффициент формы зубы;

Zv – эквивалентное число зубьев, ;

        

  [1, табл. 3.11]