Привод подъемника (стр. 4 )

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку σF1[σFP1] и  σF2[σFP2].

Поскольку основная причина разрушения зубьев закрытых передач – это усталостное поверхностное выкрашивание рабочих поверхностей, т. е. Питтинг-процесс, то запас прочности зубьев колес по напряжениям изгиба может быть и более 15…20%.

3.7. Определение сил в зацеплении зубчатой цилиндрической передачи

Окружная сила:

Радиальная сила:

,

       Осевая сила:

Расчет валов РЕДУКТОРА

4.1 Расчет ведущего вала

4.1.1 Конструирование вала

Диаметр выходного конца вала: , хвостовик вала выполняем коническим по ГОСТ 12081-72:

Длины: ,  .

Диаметр вала под подшипники:

. Принимаем ,

Предварительно назначаем подшипник радиальный однорядный легкой серии 207: d=35 мм, В=17 мм, D= 72 мм.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

4.1.2 Расчетная схема вала

На рисунке 3 изображена расчетная схема ведущего вала.

4.1.3 Определение опорных реакций

Исходные данные:

Ft=1796 Н, Fr=664 Н, Fа=322 Н, T1=52 Нм, d1=57,9 мм.

Реакция от муфты:

Определим реакции опор ведущего вала (рис. 3).

Вертикальная плоскость:

 

Рис. 3. Конструкция и расчетная схема ведущего вала.

Проверка:

Реакции найдены правильно.

               Горизонтальная плоскость.

Проверка:

Реакции найдены верно.

Суммарные реакции:

4.1.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Горизонтальная плоскость

МА, D =0, МСсл=Rау⋅61,5=25 Нм;

МСспр=RВу⋅61,5=15,7 Нм.

Вертикальная плоскость:

МА=0 Нм; МВ=- FM⋅68=-61,3 Нм;

МС= RАх⋅61,5=24,6 Нм;

МD =0

Крутящий момент Т1=52 Нм.

Строим эпюру (рис. 3).

4.1.5 Проверочный расчет вала на усталостную прочность

В качестве опасных рассмотрим сечения, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений.

Из рис. 3 это сечение В – посадка подшипника на вал. Материал вала – сталь 45, σв=790 МПа.

В сечение действуют: изгибающий момент , крутящий момент Т=52 Нм.

Осевой момент сопротивления круглого вала:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

σm  = 0

Пределы выносливости:

ψτ=0,1[2, табл. 10.2]

Коэффициенты перехода пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

  [2, с.169]

,

где Кσ/Кdσ=3,77, Кτ/Кdτ =2,275 [2, табл. 10.13]

KFσ =0,86,  KFτ =0,8  [2, табл. 10.8]; при Ra=2,5…1,25 мкм

Kv =1 [2, табл. 10.8], участок вала без упрочнения.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

       Общий коэффициент запаса прочности в сечении А:

Усталостная прочность вала в сечении А обеспечена. Большой запас прочности вала объясняется тем, что диаметр вала под посадку муфты был увеличен, а, следовательно, увеличен и диаметр вала под подшипник.

Расчет ведомого вала редуктора

4.2.1 Конструирование вала

Диаметр выходного конца вала: . Конец вала выполняем цилинрическим по ГОСТ 12086-66.  Длина посадочного конца вала:

Диаметр вала под подшипник

  Принимаем ,

Предварительно назначаем подшипник радиальный однорядный легкой серии 209: d=45 мм, В=19 мм, D=85 мм.

Диаметр вала под колесом:

. Принимаем

Диаметр буртика у колеса:

. Принимаем

Колесо косозубое цилиндрическое:

Размеры колеса: d2 = 262,1 мм; da2 = 268,1 мм; df2=254,6 мм; b2 =64 мм.

Диаметр ступицы dст = l,55dк2=1,55⋅56=86,8 мм.  Примем dст =90 мм.

Длина ступицы lст =(1…1,2)dк2 =(1…1,2)⋅56 =56…67,2 мм. Примем lст =64 мм.

Толщина обода А1 = (5…6)m= (5…6)3=15…18 мм, принимаем А1 =16 мм.

Толщина диска е = 0,3 b2 = 0,3⋅ 64 = 19,2 мм.  Принимаем е =20 мм.

Принимаем 6 отверстий даиметром 30 мм. Диаметр расположения отверстий 156 мм.

Расчетная схема

На рисунке 4 изображена расчетная схема ведомого вала.

Определение опорных реакций

Исходные данные:

Ft=1796 Н, Fr=664 Н, Fа=322 Н, T2=225,6 Нм,  d2=262,1 мм.

Консольная нагрузка со стороны цепной передачи:

Определим реакции опор ведомого вала (рис. 4).

Вертикальная плоскость: